JP2001509229A - Scroll fluid displacement device with improved sealing means - Google Patents

Scroll fluid displacement device with improved sealing means

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Abstract

(57)【要約】 改善された接線方向及び半径方向密封手段を備えるスクロール型流体容積型装置（１０）は、角度的に位相をずらされそして可変容積の少なくとも一つの移動流体ポケット（８２）を定義する噛み合いインボリュートを含むスクロール部材（３６，３８）を含む。接線方向及び半径方向密封が好ましくは、インボリュート間に半径方向及び軸線方向負荷力を提供する駆動軸（８４）により提供される。駆動軸（８４）は、インボリュート中心を理論偏心度とは異なる距離離間しそれによりインボリュートを接線方向密封のための互いの半径方向接触関係を維持せしめる。半径方向密封は、駆動軸（８４）内の室（１３４）を加圧するため最大圧力の流体ポケット（８２）から流体の一部を抜き出すことにより達成される。また、遊びクランク組立体（１６０）がインボリュートの中心を理論偏心度とは異なる距離離間することにより接線方向密封を提供する。 SUMMARY A scroll fluid displacement device (10) with improved tangential and radial sealing means comprises at least one moving fluid pocket (82) that is angularly out of phase and of variable volume. A scroll member (36, 38) including a meshing involute is defined. Tangential and radial seals are preferably provided by a drive shaft (84) that provides radial and axial load forces between the involutes. The drive shaft (84) separates the center of the involute from a distance different from the theoretical eccentricity, thereby maintaining the involutes in radial contact with each other for tangential sealing. Radial sealing is achieved by withdrawing a portion of the fluid from the maximum pressure fluid pocket (82) to pressurize the chamber (134) in the drive shaft (84). Also, the idle crank assembly (160) provides a tangential seal by spacing the center of the involute a distance different from the theoretical eccentricity.

Description

【発明の詳細な説明】 改善された密封手段を具備するスクロール型流体容積型装置技術分野 本発明は、スクロール型流体容積型装置に関し、特には改善された密封手段を を通して高い効率を維持することのできるスクロール装置に関する。背景技術 代表的な流体容積型装置においては、作動流体が入口を通して吸引されそして 異なった圧力において出口を通して放出される。もし、流体が放出時減少せる容 積と一層高い圧力を有するなら、その場合、装置はコンプレッサ或いは真空ポン プとして働く。作動流体の容積が増加し、同時に圧力が減少するなら、その場合 、装置は機械的エネルギーを生み出すことのできる膨張エンジンである。最後に 、流体が異なった圧力において、しかし実質上一定の容積でもって導入されそし て取り出されるなら、その場合、装置は流体ポンプとして機能する。 以下の記載において、本発明を例示するのにコンプレッサが使用される。しか し、本発明の原理は、膨張エンジン、真空ポンプ及び流体ポンプを含め多くの型 式の流体容積型装置にも等しく当てはまることを銘記されたい。 斯界には、「スクロール」ポンプ、コンプレッサ及びエンジンと総称される流 体容積型装置の一種類がよく知られている。スクロールコンプレッサは、酸素濃 縮機、冷凍機、空調機及びヒートポンプのような設備においてしばしば使用され る。スクロールコンプレッサは、こうした用途対して好ましいことが多い。その 理由は、伝統的なピストン型コンプレッサより作動が一層静かで、設計が一層簡 単でそして一層効率的である傾向があるからである。Ｗｅａｖｅｒ等に付与され た米国特許第４，１５７，２３４号はこの一般型式の装置を記載しそしてここに 言及することにより本明細書の一部となす。 スクロールコンプレッサは、対向するプレートから伸延しそして「流体ポケッ ト」と呼ばれる容積部を隔離するよう移動接触を為す、２つの互いに噛み合うイ ンボリュートすなわち螺旋巻き体の原理に基づいて作動する。これらポケットは 、螺旋シリンダ表面間の線接触と面表面間の面積接触により定義される。一方の インボリュートは固定され他方が代表的に電気モータにより旋回運動において駆 動される。旋回するインボリュートの旋回運動は、流体ポケットをインボリュー トの外縁における一つ以上の流体入口から出口が設けられているインボリュート の中央に向けて移動せしめ、ここで流体が放出される。流体ポケットはインボリ ュートの中央に向けて移動するにつれ、それらは次第に小さくなり、それにより そこに収蔵される流体を圧縮する。 インボリュートは通常、対向する端プレート内部に、各インボリュートの先端 表面が対向する端プレートの表面と接触するように収納されている。旋回するイ ンボリュウト及び端プレートが旋回スクロール部材を構成する。他方、固定イン ボリュート及び端プレートは固定スクロール部材を構成する。インボリュートは 同じピッチを有するが、これらは、角度的に及び半径方向に偏倚されて少なくと も一対の線接触に沿って互いに接触している。線接触対は、インボリュートの中 央領域から外側に引かれた一つの半径上にほぼ載っている。密封された流体ポケ ットは、対向する端プレートにより又インボリュート及び線接触部により定義さ れる２つのシリンダ状状表面により構成される２つの平行な面により囲まれる。 こうして形成された流体空間は代表的に、インボリュートの中央領域周囲全体に 延在する。ある種の特別な場合には、流体ポケットは、特殊な入口及び出口配列 により３６０度全体に延在しない。各流体ポケットの容積は、インボリュート中 心の相対的な旋回と共に変動し、同時にポケットのすべては同じ相対角度を維持 している。線接触部がインボリュート表面に沿って移動するにつれ、こうして形 成されたポケットは容積及び圧力の変化に遭遇する。最大及び最小圧力の生成す るポケットは、流体口に接続される。 スクロール型流体容積型装置は、広く受け入れられてきておりそして多くの利 点を有するものとして認められているが、昔から、こうした装置は、達成しうる 効率、作動寿命及び圧力比に過酷な制約を置いたスケール問題を示した。 許容しうる効率及びコンプレッサー性能を実現するに際しての主たる因子は流 体漏洩を最小限にすることであることが良く知られている。流体ポケットからの 漏洩は、接線方向若しくは半径方向いずれかから起こりうる。接線方向の漏洩は 、インボリュート間に形成された移動中の線接触部に沿って高圧流体ポケットか ら低圧流体ポケットへ起こる。半径方向の漏洩は、インボリュートの先端表面と 対向する端プレート表面との間で高圧流体ポケットから低圧流体ポケットへと横 切る流体と関与する。 密封問題を改善するための先行技術の方策の一つは、各インボリュートの仕上 げ形状及び寸法を極めて高い精度で作製することであった。この目的のために、 インボリュートは通常、密封ギャップを最小限としそして有用な圧力比を維持す るために非常に小さな許容差でもって嵌合しうるよう精密な形状に金属材料から 機械加工される。そうした高精密機械加工は困難であり、時間を喰いそして高価 なプロセスである。 高価な精密機械加工金属スクロールの代替物として射出成型プラスチック若し くは粉末金属から作製されたものを含めて、全体形状に近似するスクロールを使 用することが提唱された。しかし、全体形状に近似するスクロールは先行技術の 機械加工金属スクロールと同じ水準の精度に作製し得ない。従って、十分なる接 線方向及び半径方向の密封を保証するための手段が提供されねばならない。 先行技術のスクロールコンプレッサは、接線方向及び半径方向密封を実現する のに別々の機構を使用している。接線方向の密封は、旋回スクロールとその駆動 手段との間で半径方向に柔軟な機械的結合手段の使用を通して半径方向接触圧力 を制御することにより達成されうる。この結合手段は、スクロール部材のインボ リュート間の線接触部に沿って接線方向の密封力を制御する。ＭｃＣｕｌｌｏｕ ｇｈに付与された米国特許第３，９２４，９７７号は、旋回スクロール部材にそ れが旋回するに際して作用する遠心力の一部を相殺するべく求心力を提供するこ とのできるそうした結合手段を開示する。制御された接線方向密封をもたらすた め遠心力の一部は残存している。柔軟な機械的結合手段は、求心力を与えるのに 機械的なバネを利用する。別様には、釣り合い錘が、旋回しているスクロール部 材に作用する遠心力の実質上すべてを相殺するのに使用され、同時に機械的なバ ネを組み込んだスイングリンクが所望の接線方向密封力を提供する。こうしたス イングリンク機構の改良例がＭｃＣｕｌｌｏｕｇｈ等に付与された米国特許第４ ，８９２，４６９号に開示されている。改善された接線方向密封を達成するため のこれら先行技術の方策は、複雑で、従って比較的高価な機構をもたらした。更 に、こうした装置は、代表的に、半径方向の密封の必要性に対処し得ない。 先行技術のスクロールコンプレッサにおいて、半径方向密封は多くは、単一乃 至複数の軸線方向の拘束体の使用をを通して試みられてきた。そうした方策の一 例が、Ｓｈａｆｆｅｒ等に付与された米国特許第５，４６６，１３４号に開示さ れており、ここでは旋回及び固定スクロール部材の軸線方向間隙がスクロール部 材と作動上連結する螺刻軸と係合するナットを通して調整されうる。幾つかの機 械的軸線方向拘束体は、不当な摩耗を受けることなく効率的な半径方向密封を達 成するには精密な調整を必要としそしてスクロール部材の摩耗を補償するために コンプレッサの作動中連続的に探知されそして調整されねばならない。インボリ ュートの先端表面内部で柔軟性のあるシールが、先行技術の機械的な軸線方向拘 束体の継続しての調整の必要性を排除するために使用されてきた。柔軟性シール は、インボリュートと対向する端プレート表面との間の僅かの間隙を密封するこ とを試みている。そうした方策の例は、上述したＳｈａｆｆｅｒ等に付与された 米国特許第５，４６６，１３４号に開示されている。 半径方向密封への又別の先行技術の方策は、旋回するスクロール部材に作用す る流体及びバネ力の組合せの使用であった。旋回するスクロール部材は、流体及 びバネ力に応答して固定スクロール部材に対して軸線方向に「浮遊」せしめられ る。流体は、装置内に形成された移動中の流体ポケットから或いは独立した源か ら誘導することができ、軸線方向の力を発生し、それによりスクロール部材間の 半径方向密封を増進する。 接線方向及び半径方向密封を達成するための上述した先行技術の方法は或る程 度の成功を収めたが、スクロール型流体容積型装置インボリュート間の有効な接 線方向密封を提供する必要性が残っている。更に、そうした接線方向密封を与え 同時に有効な半径方向密封を与えるための簡単な設計の単一機構が必要とされて いる。加えて、スクロール部材の摩耗を補償するために軸線方向及び半径方向の コンプライアンスを提供する機構への必要性が存在する。特に、対向する近似全 体形状のスクロール部材間で向上せる半径方向及び接線方向密封を提供する軸線 方向及び半径方向両方のコンプライアンスを提供する機構への必要性が存在する 。発明の概要 本発明は、改善された半径方向及び接線方向密封手段を具備するスクロール型 流体容積型装置を提供する。 本スクロール型流体容積型装置は、周囲側壁及び第１端壁ヲ含み内部にモータ 軸が回転自在に取り付けられるハウジングを包含する。モータ軸は、永手軸線を 有しそしてハウジング内に伸延する。固定スクロール部材がハウジングに固定さ れそして旋回スクロール部材がハウジング内で固定スクロール部材に対して旋回 運動するよう適応する。 固定及び旋回スクロール部材は、固定及び旋回プレートをそれぞれ含んでいる 。スクロール部材は、好ましくは、限定されるわけではないが、射出成型プラス チックを含めて、ほぼ全体形状を形成するプロセスから作製される。各プレート は、内部及び外部表面を含み、ここで各インボリュートが各内部表面から伸延す る。固定スクロールプレートもまた、。少なくとも一つの入口及び出口を形成す る。２つのインボリュートは、同じピッチ及び厚さを有するが、１８０度位相を ずらされ、この場合、両インボリュートの中心軸線は線接触部の少なくとも一対 がインボリュートの間で旋回するインボリュート中心軸線をほぼ通して引かれる 半径に沿って定義されるよう整列される。噛み合うインボリュートは、インボリ ュートの外端において吸引帯域を構成しそして可変容積及び圧力の流体ポケット を構成する。流体ポケットは、旋回するインボリュートが固定インボリュートに 対して旋回するにつれ寸法を減ずる。流体は、インボリュートの外面における入 口からインボリュートの端若しくは中心に近い出口へと移動する。 インボリュートの中心軸線間の理論的な偏心度は噛み合うインボリュートの特 性により定義される。理論的偏心度の値は、式ｔ＝（Ｐ／２）−Ｉ（ここでｔは 理論偏心度を表し、ｐはインボリュートピッチに等しくそしてＩインボリュート の厚さを表す。）インボリュートのぴちおよび厚さに基づいて計算される。固定 インボリュートの中心軸線は好ましくはモータ軸の軸線に同軸であるよう整列さ れる。 第１及び第２端を有する支持部材を含む駆動軸が、モータ軸の回転に応答して 旋回スクロール部材を旋回せしめるためにモータ軸に偏心的に取り付けられる。 第１反はモータ軸に固定され、他方第２端は旋回インボリュートの中心軸線周囲 に位置決めされる。 好ましい具体例において、支持部材の第２端は、内側表面を定義する空洞を含 んでいる。ピストンが、空洞内に配置されそして固定スクロール部材に対して旋 回スクロール部材の軸線方向移動を与える態様で旋回プレートに回転自在に取り 付けられる。圧縮性の弾性部材が空洞の内面と係合べくピストンの外面における 周回溝内に支持されそして旋回スクロール部材の半径方向コンプライアンスを提 供する。 駆動軸は、旋回インボリュート中心軸線と固定インボリュート中心軸線とを噛 み合うインボリュートにより定義されるものとしての理論偏心度とは異なる実際 の偏心度だけ分離する。理論偏心度より大きな実際の偏心度は、支持部材の内面 をして圧縮性弾性部材及びピストンに対して半径方向外向きに作用する力を行使 せしめ、これがその後インボリュートに伝達される。半径方向外側に作用する力 は、旋回及び固定インボリュート間の半径方向接触関係を促進し、従って接線方 向密封を改善する。 理論偏心度より小さな実際の偏心度は、支持部材の内面をして圧縮性弾性部材 及びピストンに対して半径方向内向きに作用する力を行使せしめ、これがその後 旋回インボリュートに伝達される。内方に作用する力は、遠心力の一部と対向し 、これが旋回スクロールの旋回運動として発現する。遠心力が減少しているから 、インボリュート間での摩擦及び摩耗は少なくなり、同時に残存する遠心力が有 効な接線方向密封を保証する。減少せる実際の偏心度は、スクロール部材が比較 的重くそして旋回スクロール部材がそれが旋回する際大きな遠心力を発生する場 合に使用される。 ピストン及び圧縮性弾力部材は、支持部材の第２端内の空洞の内面に係合する 。加圧可能な流体室は、駆動軸内に空洞内面、ピストン及び圧縮正弾性部材によ り構成される。流体室は、２つのインボリュートの間に形成される少なくとも一 つの流体ポケットと流通状態にある。追加的に、バネが流体室内に配置されそし てピストン上に支持される。流体室内の圧力が、バネと協同して、旋回及び固定 インボリュート間の密封係合を提供する軸線方向負荷供給手段を提供する。追加 的に、バネが流体室内に配置されそしてピストン上に支持されうる。流体室内の 圧力が、このバネと協同して、旋回及び固定スクロール部材間の密封係合を提供 子それにより半径方向漏洩を防止するための軸線方向負荷供給手段を提供する。 バネは、ピストンの位置に比例する軸線方向力を提供する。コンプレッサの始 動に際して、流体ポケット内に低圧が存在するとき、バネはピストンに対して軸 線方向の力のほとんど乃至すべてを行使する。しかし、コンプレッサが作動しそ して流体圧力がスクロール部材間のポケット内に累積するにつれ、この圧力は加 圧流体室に伝達され、ピストンに対して行使される追加的な軸線方向圧力をもた らす。この組合せ軸線力が、旋回スクロール部材を固定スクロール部材に対して 軸線方向接触関係を維持せしめる。即ち、この軸線方向の力が、インボリュート の先端と対向するスクロール部材の旋回プレート乃至固定プレートの内側表面と の間での有効な密封接触を保証する。 先に論議したように、コンプレッサが適正に作動するためには、２つのインボ リュートは、互いに１８０度位相をずらさねばならない。好ましくは、２つの遊 びクランク組立体が、固定及び旋回スクロール間にこれらスクロール部材の位相 関係を維持するために延在する。遊びクランク組立体は好ましくは、スクロール 部材の周辺近くに位置づけられる。各遊びクランク組立体は、軸線方向コンプラ イアンスに適応しそして作動上連結される第１及び第２遊びクランクを含んでい る。第１遊びクランクは旋回スクロール部材に回転自在に取り付けられそして第 ２の遊びクランクは固定スクロール部材に取り付けられ、一方の遊びクランクは 他方の旋回スクロール部材に対して旋回する。 各遊びクランクは、第１及び第２端を有するクランク軸を含み、ここでは第１ 端がそれぞれのスクロール部材の内側端にありそして第２端が外側にある。各ク ランク軸は、その第１端に近接するヘッドを有しそして第２クランク軸はその第 ２端に近接して螺刻端を有する。クランク軸は各々少なくとも一つの半径方向負 荷軸受けに支承される。支承ナットが第２クランク軸の螺刻端と係合して軸の軸 線方向変位を拘束する。しかしながら、第１クランク−軸の軸線方向移動は、支 承ナットににより制限されずそして軸は旋回スクロール部材に対して自由に浮遊 している。第１遊びクランクこの軸線方向コンプライアンスが固定スクロール部 材に対する旋回スクロール部材の改善された半径方向密封のための軸線方向変位 を許容する。 プレート或いはディスクが好ましくは、第１及び第２クランクの間に配置され る。両方のクランク軸の第１端がディスクにその周辺近くに固定され、この場合 クランク軸は実際の偏心度に等しい距離直径方向に対向される。軸のこの位置づ けは、第１クランクが第２クランクに対して旋回することを可能ならしめる。 好ましくは、各遊びクランク組立体の軸受は、バネにより予備負荷される。第 １の遊びクランクにおいて、バネは、軸の第２端に近接する止め部材と半径方向 負荷軸受けとの間に位置づけられる。バネは、第二遊びクランクにおいてクラン 軸ヘッドと半径方向負荷軸受けの一方との間に配置される。 両方のインボリュートの先端には、最初のコンプレッサ作動に際してわずかの 先端磨耗を促進するために凹部が形成されている。凹部はインボリュートの長さ 全体を通して伸延しそして制限された深さを有する。凹部を取り巻く表面域は磨 耗するので、インボリュート先端と対向するスクロールプレートとの間に改善さ れた半径方向密封が観察される。安定用表面が好ましくは固定スクロールに設け られそして固定プレートの内面から延在する。安定用表面はインボリュートの高 さより低い高さを有し、この場合、安定用表面は、インボリュート高さが安定用 表面高さに等しくなるとインボリュート先端の継続しての加速された磨耗を防止 する。 本発明のまた別の具体例において、駆動軸ではなく、遊びクランク組立体が旋 回中心軸と固定中心軸を分離しそしてそれにより実際の偏心度を定義する。この 具体例における第１及び第２遊びクランクは、半径方向負荷軸受け内に支承され るクランク軸を含んでいる。軸受けは、旋回及び固定スクロール部材にそれぞれ 収容される。弾性の圧縮性部材が軸受けと第１及び第２クランク軸の一方との間 に位置づけられ、それにより半径方向コンプライアンスを提供する。第１及び第 ２遊びクランクが旋回インボリュート中心軸及び固定インボリュート中心軸を分 離し、それにより噛み合うインボリュートにより定義されるものとしての理論偏 心度とは異なる実際の偏心度を定義する。 理論偏心度より大きな実際の偏心度は、クランク軸をして圧縮性弾性部材に対 して半径方向外側に作用する力を行使せしめ、これがインボリュートに伝達され る。半径方向外側に作用する力は、インボリュート間の半径方向接触関係を維持 することにより接線方向の密封をの改善を容易ならしめる。理論偏心度より小さ な実際の偏心度はクランク軸をして圧縮正弾性部材及び旋回インボリュートに対 して半径方向内方に作用する力を行使せしめる。内方に作用する力は、旋回スク ロール部材が旋回するに際してそこに作用する遠心力を減じ、それによりインボ リュート間の摩擦を減じる。 この別の具体例においては、駆動軸は、上述したように、ピストン及び弾性圧 縮性部材を含むことを必要としない。駆動軸は、旋回スクロール部材に、モータ 軸が回転するに際して、旋回スクロール部材に旋回運動が付与されるようモータ 軸を旋回スクロール部材に偏心的に連結する単一の部材から構成されうる。 従って、本発明の目的は、対向するスクロール部材間で効率的な密封を実現す るスクロール型流体容積型装置を提供することである。 本発明のまた別の目的は、スクロール部材の作製に際して非常に高い精度を必 要とすることなく改善された密封が得られるそうしたスクロール型装置を提供す ることである。 本発明の追加的な目的は、半径方向密封を向上するための構造を備えたインボ リュート先端部を有する廉価な、ほぼ全体形状のスクロール部材を含むそうした スクロール型装置を提供することである。 本発明の更に別の目的は、延長された作動期間にわたって半径及び接線方向両 方において対向するスクロール間に有効なシールを提供する、簡単な設計の簡単 な機構を有する、そうしたスクロール装置を提供することである。 本発明の更にまた別の目的は、スクロール部材間に過剰の摩擦を与えることな く有効な半径方向密封が達成される、そうしたスクロール装置を提供することで ある。 本発明のまた別の目的は、有効な半径方向密封が持続されるよう摩耗が自己補 償式であるような、そうしたスクロール装置を提供することである。 本発明の他の目的及び利点は、以下の説明、添付図面及び請求の範囲から明ら かとなろう。図面の簡単な説明 第１図は、本発明のスクロール型流体容積型装置の断面図である。 第２図は、該スクロール型装置のハウジングの上面図である。 第３図は、スクロール装置の固定スクロール部材の内面の平面図である。 第４図は、固定スクロール部材の外面の平面図である。 第５図は、第４図の５−５線に沿う固定スクロール部材の断面図である。 第６図は、スクロール型装置の旋回スクロール部材の内面の平面図である。 第７図は、旋回スクロール部材の外面の平面図である。 第８図は、第７図の８−８線に沿う旋回スクロール部材の断面図である。 第９図は、第１図の９−９線に沿う断面図であり、スクロール部材のインボリ ュート間の相互作用を示す。 第１０図は、スクロール型装置の駆動軸の拡大断面図である。 第１１図は、第１０図の１１−１１線に沿う駆動軸の断面図である。 第１２図は、インボリュートの一部の拡大平面図であり、インボリュート先端 の凹所部分を例示する。 第１３図は、第１２図の１３−１３に沿うインボリュートの拡大断面図である 。 第１４図は、第１図のスクロール型装置の遊びクランク組立体の拡大図である 。 第１５図は、第１４図の遊びクランク組立体の別の具体例の拡大図である。 第１６図は、本発明のスクロール型流体容積型装置の又別の具体例の断面図で ある。 第１７図は、第１６図のスクロール型装置の遊びクランク組立体の拡大図であ る。発明の記述 本発明のスクロール型流体容積型装置が、スクロール型コンプレッサ１０の形 態で第１図に全体を示されている。先に述べたように、スクロール型コンプレッ サは本発明を例示するために示されるが、これは本発明を何ら限定するものでな く、そして本発明の原理は他のスクロール型コンプレッサにも等しく当てはまる ことを理解すべきである。まず、第１及び２図を参照すると、スクロール型コン プレッサ１０は、第１端壁１４とそこから上方に伸延して第１の凹所１８を形成 する周回側壁１６とを含んでいる。第１端壁１４は、モータ軸２２が貫通する開 口２０を含んでいる。開口２０は、肩２６を形成する端ぐり２４を具備している 。軸受け２８が、端ぐり２４内に収容されそして肩２６に接して座置している。 モータ軸２２は、軸受け２８内に同心的に取り付けられそして第１凹所１８内に 軸線方向に伸延する。 第１凹所１８の上端において、周辺床３０が周回側壁１６から半径方向外側に 延在する。周辺壁３２が、床３０から軸線方向上方に伸延して、第２凹所３４を 構成する。好ましくは、４つの螺刻孔３７が壁３２の上端に拡大壁厚さ部分の領 域に位置づけられる。 固定スクロール部材３６（第３〜５図）及び旋回スクロール部材３８（第６〜 ８図）が、ハウジング１２の第２凹所３４内に収納される。スクロール部材３６ 及び３８の両方は、任意の全体形状近似作成方法から作製しうるが、好ましくは 射出成型プラスチックから作製することができる。追加的に、本発明の改善され た密封手段は、精度の落ちる、近似的な全体形状のスクロール部材と共に使用す るのに適応するが、本発明の原理は、先行技術の機械加工金属製スクロール部材 若しくは金属−プラスチック複合スクロール部材にも等しく適用することができ る。第３〜５図を参照すると、固定スクロール部材３６は、内面４２と外面４４ とを具備する固定プレート４０を含む。好ましくは、４つのボルト孔４６が固定 プレート４０の周辺近くに配置されそしてハウジング壁３２における螺刻孔３７ と整合せしめられる。ボルト（図示なし）がハウジング１２に固定スクロール部 材３６を固定するためにプレート４０のそれぞれの孔４６を通される。固定スク ロール部材３６は、更に、一つ以上の流体入口４８及び流体出口４９を形成する 。 所定の厚さを有する固定インボリュート５０が固定プレート４０の内面４２か ら伸延する。固定インボリュート５０は好ましくは、固定プレート４０と一体成 型され、それにより単一の固定スクロール部材３６を形成する。固定インボリュ ート５０は、所定の半径のそしてｘ軸５４とｙ軸５６とを有する固定基本円５２ から創生される。ｘ軸５４とｙ軸５６との交差点が固定インボリュート５０のｚ 軸即ち中心軸５８を定義する。固定インボリュート５０は好ましくはモータ軸２ ２と軸線５８に沿って整列される。 第６〜８図を参照すると、旋回スクロール部材３８は、内面６４と外面６６と を有する旋回プレート６２を含んでいる。固定インボリュート５０の厚さに等し い厚さを有する旋回インボリュート６８が、旋回プレートと一体に成型されそし てその内面６４から伸延する。旋回インボリュート６８は、固定インボリュート ５０を創生するのに使用される固定基本円５２の半径と等しい半径を有する旋回 基本円７０から創生される。各インボリュートの隣り合うウラップの対応する点 間の距離は、それぞれの創生円５２、７０の周囲長に等しい。この距離はまた、 インボリュートのピッチとも呼ばれる。従って、インボリュート５０及び６８両 方が同じであることが明らかなはずである。しかし、旋回インボリュート６８は 固定インボリュート５０から１８０度位相をずらされそして後インボリュート５ ０及び６８間にそれらの中央領域から伸延する螺旋に沿って少なくとも一対の接 触点が画定されるように半径方向に偏倚される。従って、旋回基本円７０は、固 定基本円５２と同じｙ−軸を５６を有するが、インボリュートのｘ−軸５４から 距離ｔだけ分離されたｘ−軸を有する（第９図）。ｘ−軸７２とｙ−軸５６との 交差点が、旋回インボリュート６８のｚ−軸線即ち中心軸線７４を定義する。距 離「ｔ」が、インボリュート５０、６８の２つの中央軸線５９、７４間の距離を 定義する（第９図）。この距離はまた、インボリュート間の「理論偏心度」とし て知られそして式ｔ＝（Ｐ／２）−Ｉ（ここでｔは理論偏心度を表し、ｐはイン ボリュートピッチに等しくそしてＩインボリュートの厚さを表す。）により計算 される。 スクロール軸７６が旋回プレート６２の外面６６から伸延しそして旋回インボ リュート６８の中心軸線７４と同軸に配置される長手軸線を有する。肩７８が外 面６６に隣り合うスクロール軸７６の基部に形成される。 第１及び９図を参照すると、旋回プレート６２の内面６４は固定インボリュー ト５０の先端表面８０と半径方向密封を形成する。同様の態様で、旋回インボリ ュート６８の先端表面８１は固定プレート４０の内面４２と半径方向密封を形成 するべく適応する。一つ以上の流体ポケット８２が、インボリュートが点８３に おいて互いに半径方向接触をなすに際してプレート４０及び６２の間に画定され る容積部内に存在する。従って、インボリュート先端８０、８１と対向するスク ロール部材３８、３６のプレート６２，４０との間の軸線方向密封を実現するこ とが半径方向漏洩に対して密封しそして半径方向密封を達成することが明らかで ある。同様に、旋回スクロール部材３８が旋回するに際してインボリュート側面 間の半径方向接触の実現が接線方向と上に対する密封を与え、従って接線方向密 封を実現する。 ここで第１及び１０図を参照すると、旋回駆動部材３８は第１及び第２部分８ ６、８８を有する軸支持部材８５を含む駆動軸８４により旋回駆動される。第１ 部分８６は、肩９０に接して座置する軸受け２８内に支承される。第１部分８６ は、好ましくは固定インボリュート５０の中心軸線５８と同軸に配置されるモー タ軸２２を収容する。駆動軸８４は、軸支持部材８５を半径方向に貫通しそして モータ軸２２における支承表面９６と係合する止めネジ９４によりモータ軸２２ に固定される。バランスをとるための釣り合い錘９８が、装置の振動を最小限と するために駆動軸８４と一体に形成されている。第２部分８８と一体の、第２の 釣り合い錘１００が、旋回スクロール部材３８の運動により発生する慣性力の静 的及び動的バランス両方を提供する。 第１０図に示される好ましい具体例を参照すると、駆動軸支持部材８５の第２ 部分８８は、更に、外側シリンダ壁１０４、内側シリンダ壁１０６、連結壁１０ ８、及び端壁１１０を含み、これらがすべて協同して内面１１２を形成する。第 ２凹所１０２は更に、第２部分８８及び凹所１０２の長手軸線１１３を定義する 。 リングピストン１１４が、第２凹所１０２内に収容されそして外側シリンダ壁 １０４の内面に沿っての軸線方向移動及びそれとの半径方向コンプライアンスに 適応する。リングピストン１１４は中央貫通孔１１６を形成し、これは端ぐりさ れて軸受け肩１１８、密封肩１２０及びバネ係合肩１２２を形成する。軸受け１ ２４が、孔１１６内に収容されそして軸受け肩１１８上に座置する。旋回スクロ ール部材３８から伸延する旋回軸７６が、軸受け１２４内に支承され、ここで旋 回スクロール部材３９はモータ軸２２が標準的なモータ（図示なし）により回転 されるに際して駆動軸８４に対して回転することができる。 上述した通り、モータ軸２２は好ましくは、固定インボリュートの中心軸線５ ８と同軸であり、他方スクロール軸７６は旋回インボリュート中心軸線７４に対 して偏心して設けられる。駆動軸８４がモータ軸２２をスクロール軸７６から理 論偏心度「ｔ」とは異なる実際の偏心度「ａ」として規定される距離だけ分離す る。上述したように、理論偏心度「ｔ」は、インボリュート５０、６８が噛み合 い関係にあるときのインボリュート中心軸線５８、７４間の距離である。実際の 偏心度「ａ」と理論偏心度「ｔ」との差が、駆動軸８４をして、一般に固定イン ボリュート中心軸線５８とスクロール軸の軸線７７により定義される半径に沿っ て、半径方向に作用する力を発生せしめる。 理論偏心度「ｔ」より大きな実際の偏心度「ａ」は、半径方向外方に作用する 力を発生し、これは旋回部材６８を固定インボリュート５０に接するよう負荷さ れるようになし、有効な接線方向密封を達成する。もし実際の偏心度「ａ」が理 論偏心度「ｔ」より小さいものとして定義されるなら、その場合半径方向内方に 作用する力が生み出され、これは旋回スクロール部材３８が旋回する時に発生す る遠心力の一部に対向する。減少せる遠心力は、旋回インボリュート６８と固定 インボリュート５０との間の接触力の減少、従って摩擦及び摩耗の減少をもたら す。実際の偏心度「ａ」は理論偏心度「ｔ」より小さいか若しくは大きいもので あり得ることを理解されるべきであるが、以下の詳細な説明は好ましい具体例が 実際の偏心度「ａ」が理論偏心度「ｔ」より大きいものとして定義される場合を 仮定している。こうした２つの実際の偏心度「ａ」間の差異は、生成する半径方 向に作用する力の方向だけである。スクロール装置の作動がその他の点で同じで あることは以下の説明から明らかとなろう。 再度第１０図を参照すると、駆動軸支持部材８５は、第１部分８６が軸線５８ と同軸でありそして理論偏心度「ｔ」とは異なる駆動軸偏心度「ｄ」だけ第２部 分８８の軸線１１３から離間されるように構成されている。孔１０２は第２部分 ８８内で同心である。外壁１０４は、ピストン１１４の外径より大きな内径を有 し、それにより両者間に周回ギャップ１２６を形成する。ギャップ１２６は、駆 動軸偏心度「ｄ」と理論偏心度「ｔ」との間の差より大きく、この場合ピストン １１４はスクロール軸７６に同心に配置されるとき外壁１０４の内面と係合しな い。 ピストン１１４は、自身と駆動軸８４の外壁１０４との間に弾性の圧縮性部材 １３０を位置決めするに適当な周辺溝１２８を形成するように輪郭付けられる。 弾性の圧縮性部材１３０は、好ましくは０−リングでありそしてピストン１１４ と外壁１０４との間のギャップ１２６を埋めるよう機能し、それにより旋回スク ロール部材３８に対して半径方向コンプライアンスを提供する。 好ましい具体例において、モータ軸の軸線５８と駆動軸の軸線１１３との間の 駆動軸偏心度「ｄ」は、旋回インボリュート軸線７４と固定インボリュート軸線 ５８により定義される理論偏心度「ｔ」より大きく、この場合支持部材８５は弾 性の圧縮性部材１３０に対して、モータ軸軸線５８と駆動軸軸線１１３により形 成される半径にほぼ沿って外方に力を行使する。この力は、ピストン１１４及び 軸受け１２４を介してスクロール軸７６に伝達される。従って、スクロール軸７ ６は、理論偏心度「ｔ」と駆動軸偏心度「ｄ」とを合わせようとする試みにおい て孔１１２の軸線１１３の方向に外方に押しやられる。スクロール軸７６は旋回 スクロール部材３８に同心に連結されているから、旋回インボリュート中心軸線 ７４に対して、実際の偏心度「ａ」は、旋回インボリュート軸線７４と固定イン ボリュート軸線５８により定義され、これは理論偏心度「ｔ」より大きい。実際 の偏心度「ａ」は、圧縮されるに際して偏心の一部をとる圧縮性部材１３０の存 在により駆動軸偏心度「ｄ」より小さい。スクロール軸７６が実際の偏心度「ａ 」と合うよう外方に押しやられるに際して、旋回インボリュート６８は固定イン ボリュート５０に接触状態に負荷され、それにより接線方向密封関係を生み出す 。 また別の具体例において、モータ軸軸線５８と駆動軸軸線１１３との間の実際 の偏心度「ａ」は、理論偏心度「ｔ」より小さいとして定義される。支持部材８ ５は、従って、弾性の圧縮性部材１３０に対してモータ軸軸線５８と駆動軸軸線 １１３により形成される半径ににほぼ沿って内方に力を行使する。内方に作用す る力は、ピストン１１４及び軸受け１２４を介して伝達され、それによりスクロ ール軸７６を孔１１２の軸線１１３に向けて内方に押しやり、それにより実際の 偏心度「ａ」を定義する。スクロール軸７６は、内方に作用する力を旋回インボ リュート６８に伝達する。内方に作用する力は、旋回スクロール部材３８が旋回 するに際して発生する遠心力の一部に対向する。遠心力の減少は、インボリュー ト６８及び５０間の接触力を減じ、それにより有効な接線方向の密封のための十 分の接触力を維持しつつ、生成する摩擦及び摩耗を減じる。 密封部材１３２がスクロール軸７６と密封係合のためピストン１１４の密封肩 １２０上に支持される。加圧流体室１３４が、ピストン１１４、密封部材１３２ 、弾性の圧縮性部材１３０、スクロール軸７６及び駆動軸８４の内面１１２によ り構成される。スクロール軸７６内部の孔１３６及び旋回プレート内の流体口１ ３８（第１図）が最大圧力の流体ポケット８２と加圧流体室１３４との間の流通 を提供する（第１図）。 旋回スクロール部材３８が駆動軸８４に剛性的に連結されていないから、前者 は軸線方向に自由に移動する、即ち「浮遊」していることは明らかである。スク ロール軸７６は、ピストン１１４の移動に応答して駆動軸８４内で軸線方向に自 由に移動する。スクロール部材３６及び３８により形成される流体ポケット８２ から流体口１３８及び孔１３６を通して流体室１３４内に高圧流体を抜き出すこ とにより、流体ポケット８２の内部気体圧の関数である軸線方向の力がピストン １１４に対して与えられる。その結果、流体室１３４内の流体圧力は、旋回スク ロール部材３８を駆動軸から離して固定スクロール部材に接触するよう押しやり 、インボリュート先端８０、８１と対向するスクロール部材プレート６２、４０ との間の有効な密封を実現する。 全体的な軸線圧力は、系内の流体ポケット圧力が万一零にまで進行した場合で も全体軸線力が零までいかないよう予備負荷バネ１４２により軸線方向力を偏倚 することが所望される。バネ１４２は、内部流体ポケット圧力、従って軸線方向 力が零になる時点で旋回スクロール部材に軸線方向力を行使するように設計され ている。予備負荷バネ１４２は、一端においてピストン１１４のバネ係合肩１２ ２と接触しそして反対端において端壁１１０と接触するように位置決めされてい る。バネ１４２により行使される軸線方向力は、そのバネ定数とピストン１１４ の位置の関数である。バネ１４２は、始動時における軸線方向密封及び作動中僅 かの追加的な軸線方向密封を提供する。 第１図から明らかなように、流体圧力とバネ１４２との組合せ合成力は、ピス トン１１４を旋回スクロール部材３８に向けて軸線方向に移動せしめる。ピスト ン１１４の軸受け肩１１８が、軸受け１２４をスクロール軸７６の肩７８との係 合状態に移動し、それにより旋回スクロール部材３８を固定スクロール部材３６ との半径方向密封係合状態に持ち来す。軸線方向密封力は、スクロールプレート ４０及び６２を対向するスクロール部材３８及び３６の先端８１及び８０と密封 接触状態に押しやり、これら接触点において流体ポケット８２を密封する。所望 の半径方向密封は、駆動軸８４と力が掛かると「浮遊」状態にせしめられる旋回 スクロール部材３８との併用を通して実現される。旋回スクロール部材３８は、 そこへの軸線方向力の下でポケットを効率的に密封するに十分の接触が生じする まで移動する。流体ポケット８２内の圧力が増加するにつれ、増加圧力が流体口 １３８及び孔１３６を通して流体室１３４に流通するにつれ軸線方向の密封力も また増加する。 上述したように、駆動軸８４の流体室１３４内で高圧及びバネ１４２により発 生する軸線方向力は、旋回スクロール部材３８をして固定スクロール部材３６と の半径方向密封接触を実現せしめる。インボリュート５０及び６８の先端８０及 び８１は、対向するスクロール部材３８及び３６のプレート６２及び４０と密封 係合する。第１２及び１３図を参照すると、両インボリュート５０及び６８の先 端表面８０及び８１には、スクロール型コンプレッサ１０が最初に運転されると き先端表面の摩耗を促進するため凹所部分１４４が形成されている。凹所部分１ ４４は両方のインボリュート５０及び６８の全長に沿って延在し、固定インボリ ュートの５０の代表的断面が第１２及び１３図に例示されている。旋回インボリ ュート６８の先端表面及び凹所部分１４４は固定インボリュートの構造と同等で あることを理解すべきである。対向するスクロールプレートと接触する全体先端 表面を減じることにより、インボリュートの摩耗は促進され、改善された半径方 向密封をもたらす。 凹所部分１４４は、任意の幾何学的寸法形状及び配列により定義されうる。し かし、例示目的のため、凹所は第１２図においてはシリンダ状として示されてい る。好ましい具体例において、大きな直径を有するシリンダ状１４６が減少せる 直径を有する２つのシリンダ状孔１４８の間に介在される。第１３図に例示され るように、凹入されたシリンダ状孔１４６及び１４８は、代表的にインボリュー ト全体高さの１％未満の、先端表面から測定したものとしてごく僅かの制限され た深さを有する。先端８０及び８１の表面が摩耗しそしてインボリュート高さが 減じるにつれ、半径方向密封接触が、旋回スクロール部材が流体室１３４内の流 体の圧力による力の下で浮遊しうることにより維持される。加速された先端表面 摩耗の程度は、上述した凹所部分１４４の制限された深さによりまた第３図に例 示されるように固定プレート４０の内面４２から突出する隆起した安定化用表面 １５０により制限される。好ましくは、安定化用表面１５０は、固定スクロール 部材と一体でありそして固定インボリュートより僅かに少ない高さを有する。 再度第３図を参照すると、安定化用表面１５０は、一対の外側周回部材１５４ に連結される内側周回部材１５２を含んでいる。固定インボリュート５０により 定義される半径を有し、この場合内側周回部材１５２は点１５６において固定イ ンボリュート５０の端と一体に成型される。外側周回部材１５４の各々は、旋回 インボリュート６８が固定インボリュート５０に対して旋回するに際してのそこ 行路から外れるよう定義された曲線を有する。最初のコンプレッサの使用及び生 成するインボリュート先端表面の摩耗後互、安定化用表面１５０が旋回プレート ６２と接触することになる。安定化用表面１５０により提供される追加的な摩耗 表面インボリュート先端９０、８１の継続しての摩耗を抑制する役目をなす。 上述したように、第９図に見られるように、２つのインボリュート５０、６８ は互いに１８０度位相をずらして維持されている。知られるように、旋回インボ リュート６８が駆動軸８４により旋回運動をなして駆動されるとき、流体ポケッ ト８２は、入口４８近くの吸引帯域１５８からインボリュート５０及び６８の中 央に向けて移動せしめられる。流体ポケット８２がインボリュート５０及び６８ の中央に向けて移動されるにつれ、それらは減寸されてポケット８２内に収蔵さ れる流体を圧縮する。流体はその後、出口４９を通してコンプレッサ１０から強 制排出される。 第１図に戻って、少なくとも２つの遊びクランク組立体１６０が好ましくは、 スクロール部材３６及び３８間に１８０度位相関係を維持するよう設けられる。 各遊びクランク組立体１６０は、軸線方向のコンプライアンスを提供するべく適 応しそして固定スクロール部材３６と旋回スクロール部材３８との間に介在する 。各遊びクランク組立体１６０は、第１遊びクランク１６２と第２遊びクランク １６４とを含み、これらはプレート１６６の両側に連結されそして互いにずらさ れている。偏心量は、上述したように、駆動軸８４により定義される実際の偏心 度「ａ」に等しい。 さて第１４図を参照すると、遊びクランク組立体１６０が詳細に示される。第 １の遊びクランク１６２は、旋回スクロール部材３８の外面に形成された肩１７ ０を有する孔１６８内に収容される。半径方向負荷支持軸受け１７２が孔１６８ 内に収容されそして肩１７０上に座置される。第１クランク軸１７４が軸受け１ ７２に支承される。軸１７４は好ましくは、旋回プレート６２の内側に配置され るヘッド１７６を有する。止め部材１７８がバネ１８０を保持するために軸１７ ４の反対端に近接して位置づけられる。止め部材１７８は好ましくは軸１７４に おける周回スロットに係合するスナップリングである。軸受け１７２を予備負荷 するため、ウエーブ若しくは他のスプリングワッシャがバネ１８０として使用で きそして止め部材１７８及び軸受け１７２との間に位置づけられる。 第１５図に示されるように、第１遊びクランク１６２’は、止め部材１７８を 排除することができ、この場合バネ１８０はヘッド１７６と軸受け１７２との間 で第１クランク軸１７４周囲に保持される。クランク軸１７４が旋回スクロール 部材３８に軸線方向に固定されていないことがわかり、この場合旋回スクロール 部材３８は第１遊びクランク１６２若しくは１６２’周囲に浮遊せしめられる。 第１遊びクランク１６２若しくは１６２’の軸線方向コンプライアンスが、旋回 スクロール部材３８が固定スクロール部材３６との半径方向密封関係のため軸線 方向に自由に移動することを可能ならしめる。 第２遊びクランク１６４は、固定プレート４０に形成された孔１８２内に収容 される。外側半径方向負荷支持軸受け１８４が孔１８２内に収容されそして肩１ ８６に接触状態で座置される。内側半径方向負荷支持軸受け１８８が外側半径方 向負荷支持軸受け１８４に隣なり合って孔１８２内に収容される。軸受け１８４ 及び１８６は、薄いシム１９０により隔離される。第２クランク軸１９２は、軸 受け１８４及び１８８に支承される。第２クランク軸１９２は、一端において固 定スクロール部材３６の内側に配置されるヘッド１９４を有する。第２クランク 軸１９２の反対端は、ナット１９８と係合のための螺刻部分１９６を含んでいる 。ナット１９８は、螺刻部分に螺着されて、第２クランク軸１９２を軸受け１８ ４及び１８８内に保持する。ウエーブその他のバネワッシャ２００が反吐１９４ と外側軸受け１８４との間に位置づけられる。バネワッシャ２００は第２遊びク ランク１６４の軸受け１８４及び１８８を予備負荷する。 バネワッシャ１８０及び２００は、軸受け１７２及び１８４、１８８を予備負 荷する機能を果たす。この予備負荷は軸受け内のすべての内部間隙を取り除き、 高価な精密軸受けの必要性を排除する。スラスト軸受けは、遊びクランク組立体 １６０によりスラスト負荷が生じないので必要とされない。スラスト力のすべて は駆動軸８４内に配置される軸受け１２４に対して行使される（第１図）。 第１４図に見られるように、第１クランク１６２はプレート１６６の一方縁に 隣り合って固定されそして第２クランク１６４はプレート１６６の直径方向反対 縁に隣り合って固定される。２つのクランク１６２及び１６４のこのずれが、上 述したように、モータ軸の軸線５８と駆動軸８４の第２部分８８の軸線１１３と の間の距離である、実際の偏心度「ａ」に等しい。２つのクランク１６２及び１ ６４がプレート１６６に固定されているため、旋回スクロール部材３８の旋回運 動は第１クランク１６２に伝達される。従って、第１クランク１６２は、第２ク ランク１６４周囲を旋回する。加えて、旋回スクロール部材３８は、第１クラン ク軸１６２に対して軸線方向に自由に移動し、旋回スクロール部材３８の浮遊運 動を許容し、半径方向密封を改善する。 再度第４〜５及び７〜８図を参照すると、旋回及び固定スクロール部材３８及 び３６は、強度及び熱の放散のためにそれらの外側表面においてリブが設けられ ている。第４及び５図を参照すると、半径方向リブ２０２が出口４９の中心かに 近接する地点から全体的に放射状に伸延している。好ましくは、１６本のリブ２ ０２が固定プレート４０の外面４４に一様に隔置される。内側及び外側リブリン グ２０４及び２０６が、半径方向リブを結合している。半径方向リブ２０２は、 入口４８の周囲全体に延在している。 第７及び８図に例示されるように、内側半径方向リブ２０８及び外側半径方向 リブ２１０は、スクロール軸７６から外側に半径方向に配置される。好ましくは 、１６本の内側半径方向リブ２０８と外側半径方向リブ２１０の両方は、スクロ ール軸７６の周囲に均等に配置される。内側半径方向リブ２０８は、スクロール 軸７６の肩７８より低い高さを有し、それにより軸受け１２４に対して遊隙を提 供する（第１図）。外側半径方向リブ２１０は熱伝達に供しうる面積を増大する ために内側リブ２０８より大きな高さを有する。外側半径方向リブ２１０は孔１ ６８の周辺に沿って延在する。内側及び外側利日リング２１２及び２１４が外側 半径方向リブを連結している。周辺リブ２１６が、旋回スクロール部材３８の旋 回スクロール部材３８の外周において外側半径方向リブ２１０を連結している。 リブは、コンプレッサの運転中効率的な熱の放散を提供し、そして同時にスクロ ール部材を補強する。上述したように、リブを含む隔スクロール部材は、好まし くは単一の射出成型プラスチック部品から形成される。 本発明のまた別の具体例に従うスクロール型コンプレッサ１０’が、第１６及 び１７図に示され、ここでは第１〜１５図に示した部品と同様の部品に対しては 同じ参照番号が使用されている。この具体例において、インボリュート中心軸線 ７４及び５８間の実際の偏心度「ａ」は、駆動軸８４’ではなく、遊びクランク 組立体１６０’により定義される。追加的に、各遊びクランク組立体１６０’は 半径方向コンプライアンスに適応する。 詳細を示す第１７図を参照すると、プレート１６６’は、第１クランク−軸１ ７４’軸線３０２が理論偏心度「ｔ」とは等しくないプレート偏心度「ｐ」だけ 第２クランク軸１９２’の軸線３０４から離間されるように構成されている。第 １クランク軸１７４’は、軸受け１７２の内径より小さな外径を有し、それによ り両者間に周回ギャップ３０６を定義する。ギャップ３０６は、プレート偏心度 「ｐ」と理論偏心度「ｔ」との差より大きく、この場合第１クランク軸１７４’ は、軸受け１７２の内面と第２クランク軸１９２’から理論偏心度「ｔ」に相当 する距離に配置されるとき、係合しない。 第１クランク軸１７４’は、遊びクランク弾性圧縮性部材３１０を受け入れる ための周辺溝３０８を有している。弾性圧縮性部材３１０は好ましくは０−リン グであり、そして第１クランク軸１７４’と軸受け１７２との間のギャップを埋 める役目をなす。別様には、弾性の圧縮性部材３１０’は外側軸受け１８４若し くは内側軸受け１８８と係合する用第２クランク軸１９２’における周辺溝３０ ８’内に配置されうる。 一具体例において、第１クランク軸軸線３０２と第２クランク軸軸線３０４と の間のプレート偏心度「ｐ」は、旋回及び固定インボリュート中心軸線７４及び ５８間の理論偏心度「ｔ」より大きく、この場合第１クランク軸１７４’は第１ 及び第２クランク軸の軸線３０２及び３０４のより全体的に形成される半径に沿 って外方に、弾性の圧縮性部材３１０及び軸受け１７２に対して力を行使する。 この力は、旋回スクロール部材３８に伝達され、旋回インボリュート中心軸線７ ４を固定インボリュート中心軸線５８に対して半径方向外方に移動せしめ、それ により実際の偏心度「ａ」を定義する。実際の偏心度「ａ」は弾性の圧縮性部材 が偏心度の一部を占めるためプレート偏心度「ｐ」より小さくなる。旋回インボ リュート６８は、固定インボリュウト５０に対して負荷されており、それにより スクロール部材３６及び３８間に接線方向密封関係を生み出す。 また別の具体例において、クランク軸軸線３０２及び３０４間のプレート偏心 度「ｐ」は、理論偏心度「ｔ」より小さい。従って、クランク軸１７４’は弾性 の圧縮性部材３１０に対して第１及び第２のクランク軸の軸線３０２及び３０４ により形成さっる半径に沿って内方に力を行使する。内方に作用する力は、旋回 スクロール部材に伝達され、それによりインボリュートの中心軸線７４をして固 定インボリュート中心軸線５８に対して半径方向内方に移動せしめそして実際の 偏心度「ａ」を定義する。旋回スクロール部材によりその旋回運動中に生じる遠 心力は内方に作用する力により部分的に相殺され、インボリュート６８及び５０ 間の接触力の減少をもたらす。インボリュート６８及び５０間の摩擦及び摩耗は 従って、残存する遠心力が接線方向密封を提供しつつ減少される。 実際の偏心度が遊びクランク組立体１６０’により定義されるこれら具体例に おいては、駆動軸８４’は、旋回運動がモータ軸２２が回転するに際して旋回ス クロール部材３８に付与されるよう旋回スクロール部材３８に偏心的にモータ軸 ２２を連結する単一の部材３１２から簡単の構成することができる。駆動軸８４ ’内の半径方向コンプライアンスは、軸受け１２４における内微雨内部間隙によ り提供される。 以上の説明から、本発明が簡単な機構を通して効率的な接線方向及び半径方向 密封を提供するスクロール型流体容積型装置を提供することが明らかなはずであ る。更に、本発明は、連続した有効な半径方向密封を提供するべく摩耗が実質上 自己補償型であるそうしたスクロール型装置を提供する。 ここで記載した装置の形態は本発明の好ましい具体例を構成するが、本発明は この具体例に限定されず、添付請求の範囲から逸脱することなく多くの改変がな し得ることを理解すべきである。DETAILED DESCRIPTION OF THE INVENTION A scroll-type fluid displacement device with improved sealing means Technical field The present invention relates to scroll-type fluid displacement devices, and more particularly to a scroll device that can maintain high efficiency through improved sealing means. Background art In a typical fluid displacement device, the working fluid is aspirated through the inlet and discharged through the outlet at different pressures. If the fluid has a decreasing volume upon discharge and a higher pressure, then the device acts as a compressor or vacuum pump. If the volume of the working fluid increases and at the same time the pressure decreases, then the device is an expansion engine capable of producing mechanical energy. Finally, if the fluid is introduced and withdrawn at different pressures, but with a substantially constant volume, then the device functions as a fluid pump. In the following description, a compressor will be used to illustrate the invention. However, it should be noted that the principles of the present invention apply equally to many types of fluid displacement devices, including expansion engines, vacuum pumps and fluid pumps. One type of fluid displacement device commonly known in the art as a "scroll" pump, compressor and engine is well known. Scroll compressors are often used in equipment such as oxygen concentrators, refrigerators, air conditioners and heat pumps. Scroll compressors are often preferred for such applications. This is because they tend to be quieter to operate, simpler to design and more efficient than traditional piston type compressors. U.S. Pat. No. 4,157,234 to Weaver et al. Describes a device of this general type and is incorporated herein by reference. Scroll compressors operate on the principle of two intermeshing involutes or spirals that extend from opposing plates and make moving contact to isolate a volume called a "fluid pocket." These pockets are defined by the line contact between the helical cylinder surfaces and the area contact between the surface surfaces. One involute is fixed and the other is typically driven in a pivoting motion by an electric motor. The swirling motion of the swirling involute causes the fluid pocket to move from one or more fluid inlets at the outer edge of the involute toward the center of the involute where the outlet is provided, where fluid is discharged. As the fluid pockets move toward the center of the involute, they become progressively smaller, thereby compressing the fluid stored therein. Involutes are usually housed inside opposing end plates such that the tip surface of each involute contacts the surface of the opposing end plate. The revolving involute and the end plate constitute a revolving scroll member. On the other hand, the fixed involute and the end plate constitute a fixed scroll member. The involutes have the same pitch, but they are angularly and radially offset and touch each other along at least one pair of line contacts. The line contact pair rests substantially on a single radius drawn outward from the central region of the involute. The sealed fluid pocket is surrounded by two parallel surfaces constituted by opposite end plates and by two cylindrical surfaces defined by involutes and line contacts. The fluid space thus formed typically extends all around the central region of the involute. In certain special cases, the fluid pockets do not extend through 360 degrees due to special inlet and outlet arrangements. The volume of each fluid pocket varies with the relative rotation of the center of the involute, while all of the pockets maintain the same relative angle. As the line contact moves along the involute surface, the pocket thus formed experiences changes in volume and pressure. The pockets producing the maximum and minimum pressure are connected to the fluid port. Although scroll fluid displacement devices have been widely accepted and recognized as having many advantages, traditionally such devices have placed severe constraints on the achievable efficiency, operating life and pressure ratio. Put the scale problem. It is well known that the primary factor in achieving acceptable efficiency and compressor performance is to minimize fluid leakage. Leakage from fluid pockets can occur either tangentially or radially. A tangential leak occurs from a high pressure fluid pocket to a low pressure fluid pocket along a moving line contact formed between the involutes. Radial leakage involves fluid traversing from the high pressure fluid pocket to the low pressure fluid pocket between the involute tip surface and the opposing end plate surface. One prior art approach to improving the sealing problem has been to produce the finished shape and dimensions of each involute with extremely high precision. To this end, the involute is usually machined from a metallic material to a precise shape that can be fitted with very small tolerances to minimize the sealing gap and maintain a useful pressure ratio. Such high precision machining is a difficult, time consuming and expensive process. It has been proposed to use scrolls that approximate the overall shape, including those made from injection molded plastic or powdered metal, as an alternative to expensive precision machined metal scrolls. However, scrolls that approximate the overall shape cannot be made to the same level of precision as prior art machined metal scrolls. Therefore, means must be provided to ensure sufficient tangential and radial sealing. Prior art scroll compressors use separate mechanisms to achieve tangential and radial seals. Tangential sealing can be achieved by controlling the radial contact pressure through the use of a radially flexible mechanical coupling between the orbiting scroll and its drive means. This coupling means controls the tangential sealing force along the line contact between the involutes of the scroll member. U.S. Pat. No. 3,924,977 to McCullough gh discloses such a coupling means capable of providing a orbiting scroll member with a centripetal force to offset a portion of the centrifugal force acting as it orbits. . Some of the centrifugal force remains to provide a controlled tangential seal. Flexible mechanical couplings utilize mechanical springs to provide centripetal force. Alternatively, a counterweight is used to counteract substantially all of the centrifugal forces acting on the orbiting scroll member, while a swing link incorporating a mechanical spring provides the desired tangential sealing force. provide. An example of such an improved swing link mechanism is disclosed in U.S. Pat. No. 4,892,469 to McCullough et al. These prior art approaches to achieving improved tangential sealing have resulted in complicated and therefore relatively expensive mechanisms. Further, such devices typically cannot address the need for radial sealing. In prior art scroll compressors, radial sealing has often been attempted through the use of single or multiple axial restraints. One example of such an approach is disclosed in U.S. Pat. No. 5,466,134 to Shaffer et al., In which an axial gap between a pivoting and stationary scroll member is provided with a threaded shaft operatively connected to the scroll member. It can be adjusted through the engaging nut. Some mechanical axial restraints require precise adjustment to achieve an efficient radial seal without undue wear and are continuous during compressor operation to compensate for scroll member wear. Must be dynamically detected and adjusted. Flexible seals within the involute tip surface have been used to eliminate the need for continuous adjustment of prior art mechanical axial restraints. Flexible seals attempt to seal a small gap between the involute and the opposing end plate surface. An example of such an approach is disclosed in the aforementioned U.S. Pat. No. 5,466,134 to Shaffer et al. Another prior art approach to radial sealing has been the use of a combination of fluid and spring forces acting on the orbiting scroll member. The orbiting scroll member is axially "floated" relative to the stationary scroll member in response to fluid and spring forces. Fluid may be derived from a moving fluid pocket formed in the device or from an independent source, generating an axial force, thereby enhancing a radial seal between the scroll members. Although the prior art methods described above for achieving tangential and radial seals have met with some success, there remains a need to provide an effective tangential seal between scroll-type fluid-volume device involutes. I have. Further, there is a need for a single mechanism of simple design to provide such a tangential seal and at the same time an effective radial seal. In addition, a need exists for a mechanism that provides axial and radial compliance to compensate for scroll member wear. In particular, there is a need for a mechanism that provides both axial and radial compliance that provides enhanced radial and tangential sealing between opposing approximate overall shape scroll members. Summary of the Invention The present invention provides a scroll-type fluid positive displacement device with improved radial and tangential sealing means. The scroll type fluid displacement type device includes a housing including a peripheral side wall and a first end wall, in which a motor shaft is rotatably mounted. The motor shaft has a longitudinal axis and extends into the housing. A fixed scroll member is fixed to the housing and the orbiting scroll member is adapted to orbit relative to the fixed scroll member within the housing. The fixed and orbiting scroll members include fixed and orbiting plates, respectively. The scroll member is preferably made from a process that forms a substantially general shape, including, but not limited to, injection molded plastic. Each plate includes internal and external surfaces, where each involute extends from each internal surface. Fixed scroll plate, too. At least one inlet and outlet are formed. The two involutes have the same pitch and thickness, but are 180 degrees out of phase, in which case the central axes of both involutes pass substantially through the involute central axis where at least one pair of line contacts pivot between the involutes. Aligned as defined along the radius to be drawn. The interlocking involute defines a suction zone at the outer end of the involute and defines a fluid pocket of variable volume and pressure. The fluid pockets decrease in size as the pivoting involute pivots relative to the fixed involute. Fluid moves from an inlet on the outer surface of the involute to an outlet near the end or center of the involute. The theoretical eccentricity between the central axes of the involutes is defined by the characteristics of the involutes that engage. The value of the theoretical eccentricity is given by the formula t = (P / 2) -I, where t represents the theoretical eccentricity, p is equal to the involute pitch and represents the thickness of the I involute. Calculated based on The center axis of the fixed involute is preferably aligned to be coaxial with the axis of the motor shaft. A drive shaft including a support member having first and second ends is eccentrically mounted to the motor shaft for orbiting the orbiting scroll member in response to rotation of the motor shaft. The first end is fixed to the motor shaft, while the second end is positioned around the center axis of the swiveling involute. In a preferred embodiment, the second end of the support member includes a cavity defining an inner surface. A piston is rotatably mounted on the orbiting plate in a manner disposed within the cavity and providing axial movement of the orbiting scroll member relative to the stationary scroll member. A compressible resilient member is supported within the orbital groove on the outer surface of the piston for engaging the inner surface of the cavity and provides radial compliance for the orbiting scroll member. The drive shaft separates the pivoting involute center axis and the fixed involute center axis by an actual eccentricity different from the theoretical eccentricity as defined by the involute meshing. The actual eccentricity greater than the theoretical eccentricity causes the inner surface of the support member to exert a radially outwardly acting force on the compressible elastic member and the piston, which is then transmitted to the involute. The radially outwardly acting force promotes a radial contact relationship between the pivot and the stationary involute, thus improving the tangential seal. The actual eccentricity less than the theoretical eccentricity causes the inner surface of the support member to exert a force acting radially inward on the compressible elastic member and the piston, which is then transmitted to the swiveling involute. The inwardly acting force opposes a part of the centrifugal force, which appears as the orbiting motion of the orbiting scroll. Because of the reduced centrifugal force, friction and wear between the involutes is reduced, while the remaining centrifugal force ensures an effective tangential seal. The reduced actual eccentricity is used when the scroll member is relatively heavy and the orbiting scroll member generates a large centrifugal force as it orbits. The piston and the compressible resilient member engage the interior surface of the cavity within the second end of the support member. The pressurizable fluid chamber is constituted by a cavity inner surface, a piston and a compression positive elastic member in the drive shaft. The fluid chamber is in flow communication with at least one fluid pocket formed between the two involutes. Additionally, a spring is located in the fluid chamber and supported on the piston. The pressure in the fluid chamber, in cooperation with the spring, provides an axial load supply that provides a sealed engagement between the swivel and fixed involute. Additionally, a spring may be located within the fluid chamber and supported on the piston. The pressure in the fluid chamber cooperates with this spring to provide a sealing engagement between the orbiting and stationary scroll members, thereby providing an axial load supply means for preventing radial leakage. The spring provides an axial force proportional to the position of the piston. Upon starting the compressor, the spring exerts most or all of the axial force on the piston when low pressure is present in the fluid pocket. However, as the compressor operates and fluid pressure builds up in the pockets between the scroll members, this pressure is transmitted to the pressurized fluid chamber, resulting in additional axial pressure exerted on the piston. This combined axial force maintains the orbiting scroll member in axial contact with the fixed scroll member. That is, this axial force ensures effective sealing contact between the tip of the involute and the inner surface of the opposing orbiting or stationary plate of the scroll member. As discussed above, for the compressor to operate properly, the two involutes must be 180 degrees out of phase with each other. Preferably, two idle crank assemblies extend to maintain the phase relationship of the scroll members between the fixed and orbiting scrolls. The idle crank assembly is preferably located near the periphery of the scroll member. Each idle crank assembly includes first and second idle cranks adapted for axial compliance and operatively connected. A first idler crank is rotatably mounted on the orbiting scroll member and a second idler crank is mounted on the fixed scroll member and one idler crank orbits relative to the other orbiting scroll member. Each idler crank includes a crankshaft having first and second ends, where the first end is at the inner end of the respective scroll member and the second end is at the outer side. Each crankshaft has a head proximate its first end and a second crankshaft has a threaded end proximate its second end. The crankshafts are each mounted on at least one radial load bearing. A bearing nut engages the threaded end of the second crankshaft to restrain axial displacement of the shaft. However, the axial movement of the first crank-shaft is not restricted by the bearing nut and the shaft is free floating with respect to the orbiting scroll member. First play crank This axial compliance allows axial displacement for improved radial sealing of the orbiting scroll member relative to the stationary scroll member. A plate or disk is preferably located between the first and second cranks. The first ends of both crankshafts are fixed to the disc near its periphery, where the crankshafts are diametrically opposed by a distance equal to the actual eccentricity. This positioning of the shaft allows the first crank to pivot with respect to the second crank. Preferably, the bearing of each idle crank assembly is preloaded by a spring. In the first idler crank, the spring is located between the stop member proximate the second end of the shaft and the radial load bearing. The spring is located between the cran shaft head and one of the radial load bearings at the second idler crank. Recesses are formed at the tips of both involutes to promote slight tip wear during initial compressor operation. The recess extends throughout the length of the involute and has a limited depth. As the surface area surrounding the recess wears, an improved radial seal between the involute tip and the opposing scroll plate is observed. A stabilizing surface is preferably provided on the stationary scroll and extends from the interior surface of the stationary plate. The stabilizing surface has a height less than the height of the involute, in which case the stabilizing surface prevents continued accelerated wear of the involute tip when the involute height equals the stabilizing surface height. In yet another embodiment of the present invention, rather than a drive shaft, an idle crank assembly separates the pivot and fixed central axes and thereby defines the actual eccentricity. The first and second idle cranks in this embodiment include a crankshaft mounted in a radial load bearing. The bearing is housed in the orbiting and fixed scroll members, respectively. An elastic compressible member is positioned between the bearing and one of the first and second crankshafts, thereby providing radial compliance. The first and second idle cranks separate the pivotal involute central axis and the fixed involute central axis, thereby defining an actual eccentricity that is different from the theoretical eccentricity as defined by the meshing involute. The actual eccentricity greater than the theoretical eccentricity causes the crankshaft to exert a radially outwardly acting force on the compressible elastic member, which is transmitted to the involute. Radially outwardly acting forces facilitate improved tangential sealing by maintaining a radial contact relationship between the involutes. The actual eccentricity less than the theoretical eccentricity causes the crankshaft to exert a radially inwardly acting force on the compression positive elastic member and the swiveling involute. The inwardly acting force reduces the centrifugal force acting thereon as the orbiting scroll member orbits, thereby reducing friction between the involutes. In this alternative embodiment, the drive shaft does not need to include a piston and an elastically compressible member, as described above. The drive shaft may be composed of a single member that eccentrically connects the motor shaft to the orbiting scroll member so that the orbiting scroll member is subjected to orbital motion when the motor shaft rotates. Accordingly, it is an object of the present invention to provide a scroll-type fluid positive displacement device that achieves efficient sealing between opposing scroll members. It is yet another object of the present invention to provide such a scroll-type device that provides improved sealing without requiring very high precision in making the scroll member. It is an additional object of the present invention to provide such a scroll-type device that includes an inexpensive, substantially general-shaped scroll member having an involute tip with features to improve radial sealing. It is yet another object of the present invention to provide such a scroll device having a simple mechanism of simple design that provides an effective seal between opposing scrolls in both radial and tangential directions over an extended period of operation. It is. It is yet another object of the present invention to provide such a scroll device in which an effective radial seal is achieved without excessive friction between the scroll members. Yet another object of the present invention is to provide such a scroll device wherein the wear is self-compensating so that an effective radial seal is maintained. Other objects and advantages of the present invention will be apparent from the following description, the accompanying drawings and the claims. BRIEF DESCRIPTION OF THE FIGURES FIG. 1 is a sectional view of a scroll type fluid displacement type device of the present invention. FIG. 2 is a top view of a housing of the scroll type device. FIG. 3 is a plan view of the inner surface of the fixed scroll member of the scroll device. FIG. 4 is a plan view of the outer surface of the fixed scroll member. FIG. 5 is a sectional view of the fixed scroll member taken along line 5-5 in FIG. FIG. 6 is a plan view of the inner surface of the orbiting scroll member of the scroll type device. FIG. 7 is a plan view of the outer surface of the orbiting scroll member. FIG. 8 is a cross-sectional view of the orbiting scroll member taken along line 8-8 in FIG. FIG. 9 is a cross-sectional view taken along line 9-9 of FIG. 1 and shows the interaction between the involutes of the scroll member. FIG. 10 is an enlarged sectional view of a drive shaft of the scroll type device. FIG. 11 is a sectional view of the drive shaft taken along line 11-11 of FIG. FIG. 12 is an enlarged plan view of a part of the involute, and illustrates a concave portion at the tip of the involute. FIG. 13 is an enlarged sectional view of the involute taken along line 13-13 of FIG. FIG. 14 is an enlarged view of the idle crank assembly of the scroll type apparatus of FIG. FIG. 15 is an enlarged view of another embodiment of the idle crank assembly of FIG. FIG. 16 is a sectional view of still another embodiment of the scroll type fluid displacement type device of the present invention. FIG. 17 is an enlarged view of the idle crank assembly of the scroll type apparatus of FIG. Description of the invention The scroll-type fluid positive displacement device of the present invention, FIG. 1 shows a scroll type compressor 10 in its entirety. As mentioned earlier, A scroll compressor is shown to illustrate the invention, This does not limit the invention in any way, And it should be understood that the principles of the present invention apply equally to other scroll compressors. First, Referring to FIGS. 1 and 2, The scroll compressor 10 It includes a first end wall 14 and a circumferential side wall 16 extending upwardly therefrom to form a first recess 18. The first end wall 14 The motor shaft 22 includes an opening 20 therethrough. The opening 20 is A counterbore 24 forming a shoulder 26 is provided. The bearing 28 It is housed in a counterbore 24 and sits against a shoulder 26. The motor shaft 22 is Mounted concentrically within bearing 28 and extends axially into first recess 18. At the upper end of the first recess 18, A peripheral floor 30 extends radially outward from the peripheral side wall 16. The peripheral wall 32 Extending from the floor 30 axially upward, The second recess 34 is formed. Preferably, Four threaded holes 37 are located at the upper end of the wall 32 in the region of the enlarged wall thickness. The fixed scroll member 36 (FIGS. 3 to 5) and the orbiting scroll member 38 (FIGS. 6 to 8) It is stored in the second recess 34 of the housing 12. Both scroll members 36 and 38 Although it can be made from any whole shape approximation creation method, Preferably it can be made from injection molded plastic. Additionally, The improved sealing means of the present invention comprises: Less precision, Suitable for use with scroll members of approximate overall shape, The principle of the present invention is It is equally applicable to prior art machined metal scroll members or metal-plastic composite scroll members. Referring to FIGS. 3 to 5, The fixed scroll member 36 is It includes a stationary plate 40 having an inner surface 42 and an outer surface 44. Preferably, Four bolt holes 46 are located near the periphery of the fixation plate 40 and are aligned with the threaded holes 37 in the housing wall 32. Bolts (not shown) are passed through respective holes 46 in plate 40 to secure fixed scroll member 36 to housing 12. The fixed scroll member 36 is Furthermore, One or more fluid inlets 48 and fluid outlets 49 are formed. A fixed involute 50 having a predetermined thickness extends from the inner surface 42 of the fixed plate 40. The fixed involute 50 is preferably Molded integrally with the fixed plate 40, Thereby, a single fixed scroll member 36 is formed. The fixed involute 50 is A fixed base circle 52 of predetermined radius and having an x-axis 54 and a y-axis 56 is created. The intersection of x-axis 54 and y-axis 56 defines the z-axis or center axis 58 of fixed involute 50. The fixed involute 50 is preferably aligned with the motor shaft 22 along axis 58. Referring to FIGS. 6-8, The orbiting scroll member 38 It includes a pivot plate 62 having an inner surface 64 and an outer surface 66. A pivoting involute 68 having a thickness equal to the thickness of the fixed involute 50, It is molded integrally with the pivot plate and extends from its inner surface 64. Turning involute 68 It is created from a turning base circle 70 having a radius equal to the radius of the fixed base circle 52 used to create the fixed involute 50. The distance between the corresponding points on adjacent inwraps of each involute is Each creation circle 52, Equal to 70 perimeter. This distance is also Also called involute pitch. Therefore, It should be clear that both involutes 50 and 68 are the same. But, The pivoting involute 68 is 180 degrees out of phase from the fixed involute 50 and radially offset such that at least one pair of contact points is defined between the involutes 50 and 68 along a spiral extending from their central region. You. Therefore, The turning basic circle 70 is Has the same y-axis 56 as the fixed base circle 52, It has an x-axis separated by a distance t from the involute x-axis 54 (FIG. 9). The intersection of the x-axis 72 and the y-axis 56 is The z-axis or center axis 74 of the swivel involute 68 is defined. The distance "t" is Involute 50, 68, two central axes 59; Define the distance between 74 (FIG. 9). This distance is also Known as the "theoretical eccentricity" between involutes and the formula t = (P / 2) -I, where t represents the theoretical eccentricity, p is equal to the involute pitch and represents the thickness of the I involute. ). A scroll shaft 76 extends from the outer surface 66 of the orbiting plate 62 and has a longitudinal axis that is coaxial with a central axis 74 of the orbiting involute 68. A shoulder 78 is formed at the base of the scroll shaft 76 adjacent the outer surface 66. Referring to FIGS. 1 and 9, The inner surface 64 of the pivot plate 62 forms a radial seal with the distal surface 80 of the fixed involute 50. In a similar manner, The tip surface 81 of the swivel involute 68 is adapted to form a radial seal with the inner surface 42 of the stationary plate 40. One or more fluid pockets 82 The involute is in a volume defined between plates 40 and 62 in making radial contact with each other at point 83. Therefore, Involute tip 80, A scroll member 38 facing 81; 36 plates 62, It is clear that achieving an axial seal between 40 and 40 seals against radial leakage and achieves a radial seal. Similarly, The realization of radial contact between the involute sides as the orbiting scroll member 38 orbits provides a tangential and upward seal, Thus, tangential sealing is achieved. Referring now to FIGS. 1 and 10, The turning drive member 38 includes first and second portions 86, It is turned by a drive shaft 84 including a shaft support member 85 having 88. The first part 86 It is supported in a bearing 28 which sits against a shoulder 90. The first part 86 It accommodates the motor shaft 22 which is preferably arranged coaxially with the central axis 58 of the fixed involute 50. The drive shaft 84 is It is secured to the motor shaft 22 by a set screw 94 that extends radially through the shaft support member 85 and engages a bearing surface 96 on the motor shaft 22. A counterweight 98 for balancing It is formed integrally with the drive shaft 84 to minimize vibration of the device. Integral with the second portion 88, The second counterweight 100, It provides both a static and dynamic balance of inertial forces generated by the movement of the orbiting scroll member 38. Referring to the preferred embodiment shown in FIG. The second portion 88 of the drive shaft support member 85 Furthermore, Outer cylinder wall 104, Inner cylinder wall 106, Connecting wall 108, And an end wall 110, All of these together form the inner surface 112. The second recess 102 further includes A longitudinal axis 113 of the second portion 88 and the recess 102 is defined. The ring piston 114 is It is accommodated in the second recess 102 and accommodates axial movement along the inner surface of the outer cylinder wall 104 and radial compliance therewith. The ring piston 114 forms a central through hole 116, This is counterbore bearing shoulder 118, A sealing shoulder 120 and a spring engaging shoulder 122 are formed. Bearing 124 is It is received in bore 116 and sits on bearing shoulder 118. A revolving shaft 76 extending from the revolving scroll member 38, Supported within the bearing 124, Here, the orbiting scroll member 39 can rotate with respect to the drive shaft 84 when the motor shaft 22 is rotated by a standard motor (not shown). As mentioned above, The motor shaft 22 is preferably Coaxial with the center axis 58 of the fixed involute, On the other hand, the scroll shaft 76 is provided eccentrically with respect to the turning involute center axis 74. The drive shaft 84 separates the motor shaft 22 from the scroll shaft 76 by a distance defined as the actual eccentricity "a" different from the theoretical eccentricity "t". As mentioned above, The theoretical eccentricity “t” is Involute 50, Involute center axis 58 when 68 is in meshing relationship, 74. The difference between the actual eccentricity “a” and the theoretical eccentricity “t” is With the drive shaft 84, Generally, along a radius defined by the fixed involute center axis 58 and the axis 77 of the scroll axis, Generates a radially acting force. The actual eccentricity “a” greater than the theoretical eccentricity “t” is Generates a force acting radially outward, This allows the pivoting member 68 to be loaded against the fixed involute 50, Achieve an effective tangential seal. If the actual eccentricity “a” is defined as less than the theoretical eccentricity “t”, In that case, a force acting radially inward is created, This opposes a part of the centrifugal force generated when the orbiting scroll member 38 orbits. The decreasing centrifugal force is Reduced contact force between the swiveling involute 68 and the fixed involute 50, This results in reduced friction and wear. It should be understood that the actual eccentricity “a” may be less than or greater than the theoretical eccentricity “t”, The following detailed description assumes that the preferred embodiment is defined as the actual eccentricity "a" being greater than the theoretical eccentricity "t". The difference between these two actual eccentricities “a” is It is only in the direction of the generated radially acting force. It will be apparent from the following description that the operation of the scroll device is otherwise the same. Referring again to FIG. The drive shaft support member 85 is The first portion 86 is coaxial with the axis 58 and is configured to be spaced from the axis 113 of the second portion 88 by a drive shaft eccentricity “d” different from the theoretical eccentricity “t”. Hole 102 is concentric within second portion 88. The outer wall 104 Having an inner diameter larger than the outer diameter of the piston 114, Thereby, a circumferential gap 126 is formed between the two. The gap 126 is Greater than the difference between the drive shaft eccentricity “d” and the theoretical eccentricity “t”, In this case, the piston 114 does not engage the inner surface of the outer wall 104 when disposed concentric with the scroll shaft 76. The piston 114 is It is contoured to form a peripheral groove 128 suitable for positioning the elastic compressible member 130 between itself and the outer wall 104 of the drive shaft 84. The elastic compressible member 130 is It is preferably an O-ring and serves to fill the gap 126 between the piston 114 and the outer wall 104; This provides radial compliance for the orbiting scroll member 38. In a preferred embodiment, The drive shaft eccentricity “d” between the motor shaft axis 58 and the drive shaft axis 113 is: Greater than the theoretical eccentricity "t" defined by the pivoting involute axis 74 and the fixed involute axis 58, In this case, the support member 85 is It exerts a force outward substantially along a radius formed by the motor shaft axis 58 and the drive shaft axis 113. This power is The power is transmitted to the scroll shaft 76 via the piston 114 and the bearing 124. Therefore, The scroll axis 76 is In an attempt to match the theoretical eccentricity “t” with the drive shaft eccentricity “d”, the hole 112 is pushed outward in the direction of the axis 113. Since the scroll shaft 76 is concentrically connected to the orbiting scroll member 38, With respect to the turning involute center axis 74, The actual eccentricity “a” is Defined by the pivoting involute axis 74 and the fixed involute axis 58; This is greater than the theoretical eccentricity “t”. The actual eccentricity “a” is The drive shaft eccentricity “d” is smaller than the drive shaft eccentricity “d” due to the presence of the compressible member 130 which takes a part of the eccentricity when compressed. When the scroll shaft 76 is pushed outward to match the actual eccentricity “a”, The swivel involute 68 is loaded in contact with the fixed involute 50, This creates a tangential sealing relationship. In another specific example, The actual eccentricity “a” between the motor shaft axis 58 and the drive shaft axis 113 is Defined as less than theoretical eccentricity “t”. The support member 85 is Therefore, The elastic compressive member 130 exerts a force inward substantially along a radius formed by the motor axis 58 and the drive axis 113. The force acting inward is Transmitted through a piston 114 and a bearing 124, Thereby, the scroll shaft 76 is pushed inward toward the axis 113 of the hole 112, Thereby, the actual eccentricity “a” is defined. The scroll axis 76 is The force acting inward is transmitted to the turning involute 68. The force acting inward is It faces a part of the centrifugal force generated when the orbiting scroll member 38 orbits. The decrease in centrifugal force is Reduce the contact force between the involutes 68 and 50, Thereby maintaining sufficient contact force for an effective tangential seal, Reduces friction and wear generated. A sealing member 132 is supported on sealing shoulder 120 of piston 114 for sealing engagement with scroll shaft 76. The pressurized fluid chamber 134 Piston 114, Sealing member 132, An elastic compressible member 130, It is constituted by the scroll shaft 76 and the inner surface 112 of the drive shaft 84. A hole 136 in the scroll shaft 76 and a fluid port 138 in the orbiting plate (FIG. 1) provide flow between the maximum pressure fluid pocket 82 and the pressurized fluid chamber 134 (FIG. 1). Since the orbiting scroll member 38 is not rigidly connected to the drive shaft 84, The former moves freely in the axial direction, In other words, it is clear that it is "floating". The scroll axis 76 is It is free to move axially within drive shaft 84 in response to movement of piston 114. By extracting high pressure fluid from the fluid pocket 82 formed by the scroll members 36 and 38 through the fluid port 138 and the hole 136 into the fluid chamber 134, An axial force is applied to the piston 114 that is a function of the gas pressure inside the fluid pocket 82. as a result, The fluid pressure in the fluid chamber 134 is Push the orbiting scroll member 38 away from the drive shaft so as to contact the fixed scroll member, Involute tip 80, A scroll member plate 62 facing 81; 40 to achieve an effective seal. The overall axial pressure is It is desirable to bias the axial force by the preload spring 142 so that the total axial force does not go to zero even if the fluid pocket pressure in the system goes to zero. The spring 142 Internal fluid pocket pressure, Therefore, it is designed so that the axial force is exerted on the orbiting scroll member when the axial force becomes zero. The preload spring 142 is It is positioned to contact the spring engaging shoulder 122 of the piston 114 at one end and to contact the end wall 110 at the opposite end. The axial force exerted by the spring 142 is It is a function of the spring constant and the position of the piston 114. The spring 142 Provides an axial seal at startup and a slight additional axial seal during operation. As is clear from FIG. The combined combined force of the fluid pressure and the spring 142 is The piston 114 is moved in the axial direction toward the orbiting scroll member 38. The bearing shoulder 118 of the piston 114 The bearing 124 is moved to the engagement state with the shoulder 78 of the scroll shaft 76, This brings the orbiting scroll member 38 into radial sealing engagement with the fixed scroll member 36. The axial sealing force is Pushing the scroll plates 40 and 62 into sealing contact with the tips 81 and 80 of the opposing scroll members 38 and 36; At these points of contact, the fluid pockets 82 are sealed. The desired radial seal is When the force is applied to the drive shaft 84, this is realized through the combined use of the orbiting scroll member 38 which is caused to be in a “floating” state. The orbiting scroll member 38 Under axial force there, move until sufficient contact occurs to effectively seal the pocket. As the pressure in the fluid pocket 82 increases, As the increased pressure flows through the fluid port 138 and the hole 136 into the fluid chamber 134, the axial sealing force also increases. As mentioned above, The axial force generated by the high pressure and the spring 142 in the fluid chamber 134 of the drive shaft 84 is The orbiting scroll member 38 provides a radially sealed contact with the fixed scroll member 36. The tips 80 and 81 of the involutes 50 and 68 are It sealingly engages plates 62 and 40 of opposing scroll members 38 and 36. Referring to FIGS. 12 and 13, The tip surfaces 80 and 81 of both involutes 50 and 68 have A recess 144 is formed to promote tip surface wear when the scroll compressor 10 is initially operated. Recess portion 144 extends along the entire length of both involutes 50 and 68, Fifty representative cross sections of a fixed involute are illustrated in FIGS. It should be understood that the tip surface and the recessed portion 144 of the pivoting involute 68 are equivalent to a fixed involute configuration. By reducing the entire tip surface that contacts the opposing scroll plate, Involute wear is promoted, Produces an improved radial seal. The recess 144 It can be defined by any geometric dimensions and arrangement. But, For illustration purposes, The recess is shown as a cylinder in FIG. In a preferred embodiment, A cylindrical 146 having a larger diameter is interposed between two cylindrical holes 148 having a decreasing diameter. As exemplified in FIG. Recessed cylindrical holes 146 and 148 Typically less than 1% of the total height of the involute, It has only a limited depth as measured from the tip surface. As the surfaces of the tips 80 and 81 wear and the involute height decreases, The radial sealing contact The orbiting scroll member is maintained by being able to float under the force of the pressure of the fluid in the fluid chamber 134. The extent of accelerated tip surface wear is The limited depth of the recessed portion 144 described above is also limited by a raised stabilizing surface 150 projecting from the inner surface 42 of the fixed plate 40 as illustrated in FIG. Preferably, The stabilizing surface 150 It is integral with the stationary scroll member and has a height slightly less than the stationary involute. Referring again to FIG. The stabilizing surface 150 An inner circling member 152 is connected to the pair of outer circulating members 154. Has a radius defined by the fixed involute 50, In this case, the inner orbiting member 152 is molded integrally with the end of the fixed involute 50 at point 156. Each of the outer orbiting members 154 The swivel involute 68 has a curve defined to deviate from its path as it turns with respect to the fixed involute 50. After the use of the first compressor and wear of the involute tip surface generated, The stabilizing surface 150 will contact the pivot plate 62. An additional wear surface involute tip 90 provided by the stabilizing surface 150; 81 serves to suppress continuous wear. As mentioned above, As can be seen in FIG. Two involutes 50, 68 are maintained 180 degrees out of phase with each other. As is known, When the turning involute 68 is driven in a turning motion by the drive shaft 84, The fluid pocket 82 The suction zone 158 near the inlet 48 is moved toward the center of the involutes 50 and 68. As fluid pocket 82 is moved toward the center of involutes 50 and 68, They compress the fluid that is reduced in size and stored in pocket 82. The fluid then It is forcibly discharged from the compressor 10 through the outlet 49. Returning to FIG. At least two idle crank assemblies 160 are preferably Scroll members 36 and 38 are provided to maintain a 180 degree phase relationship. Each play crank assembly 160 Adapted to provide axial compliance and interposed between fixed scroll member 36 and orbiting scroll member 38. Each play crank assembly 160 Including a first play crank 162 and a second play crank 164, These are connected to both sides of the plate 166 and are offset from each other. The amount of eccentricity is As mentioned above, It is equal to the actual eccentricity "a" defined by the drive shaft 84. Referring now to FIG. The idle crank assembly 160 is shown in detail. The first play crank 162 is It is accommodated in a hole 168 having a shoulder 170 formed on the outer surface of the orbiting scroll member 38. A radial load bearing 172 is received in bore 168 and seats on shoulder 170. The first crankshaft 174 is supported on a bearing 172. Shaft 174 is preferably It has a head 176 located inside the pivot plate 62. A stop 178 is positioned proximate the opposite end of shaft 174 to retain spring 180. Stop member 178 is preferably a snap ring that engages a circumferential slot in shaft 174. To preload the bearing 172, A wave or other spring washer can be used as spring 180 and is located between stop member 178 and bearing 172. As shown in FIG. The first play crank 162 ' The stop member 178 can be eliminated, In this case, the spring 180 is held around the first crankshaft 174 between the head 176 and the bearing 172. It can be seen that the crankshaft 174 is not axially fixed to the orbiting scroll member 38, In this case, the orbiting scroll member 38 is floated around the first idle crank 162 or 162 '. The axial compliance of the first play crank 162 or 162 ′ The orbiting scroll member 38 is allowed to move freely in the axial direction because of the radial sealing relationship with the fixed scroll member 36. The second play crank 164 is It is housed in a hole 182 formed in the fixing plate 40. An outer radial load bearing 184 is received in bore 182 and seats against shoulder 186. An inner radial load bearing 188 is received in the bore 182 adjacent to the outer radial load bearing 184. Bearings 184 and 186 are Isolated by thin shims 190. The second crankshaft 192 is Bearings 184 and 188 are provided. The second crankshaft 192 is It has a head 194 located at one end inside the fixed scroll member 36. The opposite end of the second crankshaft 192 is A nut 198 includes a threaded portion 196 for engagement. The nut 198 is Screwed on the threaded part, The second crankshaft 192 is held in bearings 184 and 188. A wave or other spring washer 200 is positioned between the anti-discharge 194 and the outer bearing 184. Spring washer 200 preloads bearings 184 and 188 of second idler crank 164. The spring washers 180 and 200 Bearings 172 and 184, 188 serves to preload. This preload removes all internal clearances in the bearing, Eliminates the need for expensive precision bearings. The thrust bearing is Not required because the idle crank assembly 160 does not create a thrust load. All of the thrust forces are exerted on bearings 124 located within drive shaft 84 (FIG. 1). As seen in FIG. First crank 162 is secured adjacent to one edge of plate 166 and second crank 164 is secured adjacent to a diametrically opposite edge of plate 166. This shift between the two cranks 162 and 164 As mentioned above, The distance between the axis 58 of the motor shaft and the axis 113 of the second portion 88 of the drive shaft 84; It is equal to the actual eccentricity "a". Since the two cranks 162 and 164 are fixed to the plate 166, The turning motion of the turning scroll member 38 is transmitted to the first crank 162. Therefore, The first crank 162 is The vehicle turns around the second crank 164. in addition, The orbiting scroll member 38 Freely move in the axial direction with respect to the first crankshaft 162, Allowing the floating movement of the orbiting scroll member 38, Improve radial sealing. Referring again to FIGS. 4-5 and 7-8, The orbiting and fixed scroll members 38 and 36 Ribs are provided on their outer surfaces for strength and heat dissipation. Referring to FIGS. 4 and 5, Radial ribs 202 extend generally radially from a point near the center of outlet 49. Preferably, Sixteen ribs 202 are evenly spaced on the outer surface 44 of the fixed plate 40. Inner and outer rib rings 204 and 206 Combines radial ribs. The radial rib 202 It extends all around the entrance 48. As exemplified in FIGS. 7 and 8, The inner radial rib 208 and the outer radial rib 210 It is arranged radially outward from the scroll shaft 76. Preferably, Both the 16 inner radial ribs 208 and the outer radial ribs 210 The scroll shafts 76 are evenly arranged. The inner radial rib 208 Has a height lower than the shoulder 78 of the scroll shaft 76, This provides play for the bearing 124 (FIG. 1). Outer radial ribs 210 have a greater height than inner ribs 208 to increase the area available for heat transfer. Outer radial ribs 210 extend around the perimeter of hole 168. Inner and outer rings 212 and 214 connect the outer radial ribs. The peripheral rib 216 is An outer radial rib 210 is connected to the outer periphery of the orbiting scroll member 38 of the orbiting scroll member 38. The ribs Providing efficient heat dissipation during operation of the compressor, At the same time, the scroll member is reinforced. As mentioned above, The separation scroll member including the rib, It is preferably formed from a single injection molded plastic part. A scroll compressor 10 'according to yet another embodiment of the present invention comprises: As shown in FIGS. 16 and 17, Here, the same reference numbers are used for parts similar to those shown in FIGS. In this specific example, The actual eccentricity “a” between the involute center axes 74 and 58 is Instead of the drive shaft 84 ', Defined by idle crank assembly 160 '. Additionally, Each idler crank assembly 160 'accommodates radial compliance. Referring to FIG. 17 showing details, Plate 166 ' The first crank-shaft 174 'axis 302 is configured to be spaced from the axis 304 of the second crankshaft 192' by a plate eccentricity "p" that is not equal to the theoretical eccentricity "t". The first crankshaft 174 ' Has an outer diameter smaller than the inner diameter of the bearing 172, Thereby, the orbital gap 306 is defined between them. The gap 306 is Greater than the difference between the plate eccentricity “p” and the theoretical eccentricity “t”, In this case, the first crankshaft 174 ' When disposed at a distance corresponding to the theoretical eccentricity “t” from the inner surface of the bearing 172 and the second crankshaft 192 ′, Does not engage. The first crankshaft 174 ' It has a peripheral groove 308 for receiving the idle crank elastically compressible member 310. The elastic compressible member 310 is preferably an O-ring, And, it serves to bridge the gap between the first crankshaft 174 'and the bearing 172. Otherwise, The resilient compressible member 310 'may be located in a peripheral groove 308' in the second crankshaft 192 'for engaging the outer bearing 184 or the inner bearing 188. In one specific example, The plate eccentricity “p” between the first crankshaft axis 302 and the second crankshaft axis 304 is: Greater than the theoretical eccentricity “t” between the pivot and fixed involute center axes 74 and 58; In this case, the first crankshaft 174 'will move outwardly along a more generally formed radius of the axes 302 and 304 of the first and second crankshafts. It exerts a force on the elastic compressible member 310 and the bearing 172. This power is Transmitted to the orbiting scroll member 38, The pivoting involute center axis 74 is moved radially outward with respect to the fixed involute center axis 58, Thereby, the actual eccentricity “a” is defined. The actual eccentricity “a” is smaller than the plate eccentricity “p” because the elastic compressible member occupies a part of the eccentricity. Turning involute 68 Is loaded against the fixed involute 50, This creates a tangential sealing relationship between scroll members 36 and 38. In another specific example, The plate eccentricity “p” between the crankshaft axes 302 and 304 is: It is smaller than the theoretical eccentricity “t”. Therefore, The crankshaft 174 'exerts a force on the resilient compressible member 310 inward along a radius formed by the first and second crankshaft axes 302 and 304. The force acting inward is Transmitted to the orbiting scroll member, This causes the center axis 74 of the involute to move radially inward relative to the center axis 58 of the fixed involute and defines the actual eccentricity “a”. The centrifugal force generated by the orbiting scroll member during its orbital movement is partially offset by the inwardly acting force, This results in a reduction in the contact force between the involutes 68 and 50. The friction and wear between involutes 68 and 50 is therefore The residual centrifugal force is reduced while providing a tangential seal. In these embodiments where the actual eccentricity is defined by the idle crank assembly 160 ', The drive shaft 84 ' A simple structure can be provided by a single member 312 that eccentrically connects the motor shaft 22 to the orbiting scroll member 38 so that the orbiting motion is imparted to the orbiting scroll member 38 when the motor shaft 22 rotates. The radial compliance in the drive shaft 84 ' It is provided by an inner light rain internal gap in the bearing 124. From the above explanation, It should be apparent that the present invention provides a scroll fluid displacement device that provides efficient tangential and radial sealing through a simple mechanism. Furthermore, The present invention Such a scroll-type device is provided wherein the wear is substantially self-compensating to provide a continuous and effective radial seal. While the form of the apparatus described herein constitutes a preferred embodiment of the present invention, The present invention is not limited to this specific example, It should be understood that many modifications may be made without departing from the scope of the appended claims.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １． 周回側壁と第１端壁を含むハウジングを含み、 長手軸線を有しそして前記ハウジング内に伸延し、前記第１端壁に回転自 在に取り付けられるモータ軸を含み、 前記ハウジングに固定されそして内面と外面とを有する固定プレートと中 心軸線を具備しそして前記内面から伸延する固定インボリュートを含む固定スク ロール部材を含み、 内面と外面とを備える旋回プレートと中心軸線を具備しそして該旋回プレ ートの内面から伸延する旋回インボリュートを含む旋回スクロール部材を含み、 この場合前記固定及び旋回インボリュートが噛み合って、可変容積及び圧 力の少なくとも一つの流体ポケット並びに固定インボリュート中心軸線及び旋回 インボリュート中心軸線間の理論偏心度を定義するものとなし、 前記モータ軸に対して偏心的に取り付けられそして前記旋回スクロールを 前記モータ軸の回転に応答して旋回せしめるため前記旋回プレートに回転自在に 取り付けられる駆動軸を含み、 この場合、前記旋回インボリュート中心軸線と固定インボリュート中心軸 線が前記理論偏心度より大きな実際の偏心度だけ離間され、それにより該旋回イ ンボリュート及び固定インボリュート間に半径方向外方に作用する力を創出し、 前記固定スクロール部材と旋回スクロール部材との間に介在する遊びクラ ンク組立体にして、前記旋回スクロール部材回転自在に取り付けられる第１の遊 びクランク及び前記固定スクロール部材に回転自在に取り付けられる第２の遊び クランクを含み、該第１及び第２遊びクランクが該旋回スクロールが旋回される とき該第１遊びクランクが第２遊びクランクに対して旋回するように作動上連結 されている遊びクランク組立体を含み、 前記遊びクランク組立体が前記固定及び旋回スクロール部材の少なくとも 一方に浮遊軸線運動し得るように支持され、それにより該固定スクロール部材に 対する旋回スクロール部材の浮遊軸線運動を促進する ことを特徴とするスクロール型流体容積型装置。 ２． 前記固定及び旋回インボリュートが式ｔ＝（Ｐ／２）−Ｉ（ここでｔは理 論偏心度を表し、ｐはインボリュートピッチに等しくそしてＩインボリュートの 厚さを表す。）により定義される厚さ、ピッチ、位相ずれ角度及び理論編心度を 有する請求項１のスクロール型流体容積型装置。 ３． 前記第１遊びクランクが固定インボリュート中心軸線に平行な方向に旋回 スクロール部材に対して自由に可動である請求項１のスクロール型流体容積型装 置。 ４． 第１遊びクランクが、 第１及び第２端を有するクランク軸と、 該第１端に近接するヘッドと、 該第２端に近接する止め部材と、 該第１及び第２端の間でクランク軸に支承されそして旋回スクロール部材 内に取り付けられる軸受けと、 前記軸受けを予備負荷するため止め部材と軸受けとの間に位置づけられる バネと を含み、この場合クランク軸が軸受けに対して軸線方向に自由に移動し、それに より固定スクロール部材に対する旋回スクロール部材の浮遊軸線運動を許容する 請求項３のスクロール型流体容積型装置。 ５． 第１遊びクランクが、 第１及び第２端を有するクランク軸と、 該第１端に近接するヘッドと、 該第１及び第２端の間でクランク軸に支承されそして旋回スクロール部材 内に取り付けられる軸受けと、 前記軸受けを予備負荷するため軸受けとヘッドとの間に位置づけられるバ ネと を含み、この場合クランク軸が軸受けに対して軸線方向に自由に移動し、それに より固定スクロール部材に対する旋回スクロール部材の浮遊軸線運動を許容する 請求項３のスクロール型流体容積型装置。 ６． 遊びクランク組立体が半径方向コンプライアンスを与えるよう適応しそし て旋回インボリュート中心軸線及び固定インボリュート中心軸線を離間し、それ により実際の偏心度を定義する請求項１のスクロール型流体容積型装置。 ７． 固定及び旋回インボリュートの各々が高さ及び先端表面を有し、 該先端表面が対向するスクロール部材の旋回プレート及び固定プレートの 一方と接触する表面積を減ずるため凹所部分を含み、 該凹所部分が先端表面の加速された摩耗及びスクロール部材の互いに軸線 方向に向けての運動を促進し、それによりインボリュートと旋回及び固定プレー トとの間での半径方向密封が向上される請求項１のスクロール型流体容積型装置 。 ８． 固定プレート及び旋回プレートの一方がインボリュートの高さより小さな 高さを有しそしてそしてそれぞれの内面から伸延する安定化用表面を更に含み、 該安定化用表面が固定プレート及び旋回プレートの他方と選択的に接触するよう 支持され、それにより先端表面の継続しての摩耗を抑制する請求項７のスクロー ル型流体容積型装置。 ９． 安定化用表面が固定プレートから固定インボリュート及び旋回インボリュ ートの運動行路により定義される帯域の周回方向外側において伸延する請求項８ のスクロール型流体容積型装置。 １０． 周回側壁と第１端壁を含むハウジングを含み、 長手軸線を有しそして前記ハウジング内に伸延し、前記第１端壁に回転自 在に取り付けられるモータ軸を含み、 前記ハウジングに固定されそして内面と外面とを有する固定プレートと中 心軸線を具備しそして前記内面から伸延する固定インボリュートを含む固定スク ロール部材を含み、 中心軸線を具備しそして内面から伸延する旋回プレートを含む旋回スクロ ール部材にして、 この場合、前記固定及び旋回インボリュートが、噛み合い関係にもちきた されるとき、固定及び旋回インボリュートが、式ｔ＝（Ｐ／２）−Ｉ（ここでｔ は理論偏心度を表し、ｐはインボリュートピッチに等しくそしてＩインボリュー トの厚さを表す。）により定義される厚さ、ピッチ、位相ずれ角度及び理論編心 度を有する固定インボリュート中心軸線及び旋回インボリュート中心軸線間に可 変容積及び圧力の少なくとも一つの流体ポケット並びに固定インボリュート中心 軸線及び旋回インボリュート中心軸線間の理論偏心度を定義するものとなし、 前記モータ軸に対して偏心的に取り付けられそして前記旋回スクロール部 材を前記モータ軸の回転に応答して旋回せしめるため前記旋回プレートに回転自 在に取り付けられる駆動軸を含み、 前記固定スクロール部材と旋回スクロール部材との間に介在する遊びクラ ンク組立体にして、前記旋回スクロール部材回転自在に取り付けられる第１の遊 びクランク及び前記固定スクロール部材に回転自在に取り付けられる第２の遊び クランクを含み、該第１及び第２遊びクランクが該旋回スクロールが旋回される とき該第１遊びクランクが第２遊びクランクに対して旋回するように作動上連結 されている遊びクランク組立体を含み、 この場合、前記遊びクランク組立体が半径方向及び軸線方向コンプライア ンスを提供するべく適応し、 前記遊びクランク組立体が旋回インボリュート中心軸線と固定インボリュ ート中心軸線を前記理論偏心度とは異なる実際の偏心度だけ離間し、それにより 該旋回インボリュート及び固定インボリュート間に半径方向に作用する力を創出 し、 前記遊びクランク組立体が前記固定及び旋回スクロール部材の少なくとも 一方に浮遊軸線運動し得るように支持され、それにより該固定スクロール部材に 対する旋回スクロール部材の浮遊軸線運動を促進する ことを特徴とするスクロール型流体容積型装置。 １１． 遊びクランク組立体が旋回インボリュート中心軸線と固定インボリュー ト中心軸線を前記理論偏心度より大きな実際の偏心度だけ離間し、それにより該 旋回インボリュートを固定インボリュートと半径方向接触関係に維持せしめる半 径方向外方に作用する力を創出する請求項１０のスクロール型流体容積型装置。 １２． 遊びクランク組立体が旋回インボリュート中心軸線と固定インボリュー ト中心軸線を前記理論偏心度より小さな実際の偏心度だけ離間し、それにより該 旋回インボリュートを固定インボリュートとの間の遠心力の一部に対向するべく 適応する半径方向内方に作用する力を創出し、それによりインボリュート間の接 触関係が摩擦力を最小限とする水準に維持される請求項１０のスクロール型流体 容積型装置。 １３． 固定及び旋回インボリュートの各々が高さ及び先端表面を有し、 該先端表面が対向するスクロール部材の旋回プレート及び固定プレートの 一方と接触する表面積を減ずるため凹所部分を含み、 該凹所部分が先端表面の加速された摩耗及びスクロール部材の互いに軸線 方向に向けての運動を促進し、それによりインボリュートと旋回及び固定プレー トとの間での半径方向密封が向上される請求項１０のスクロール型流体容積型装 置。 １４． 固定プレート及び旋回プレートの一方がインボリュートの高さより小さ な高さを有しそしてそしてそれぞれの内面から伸延する安定化用表面を更に含み 、該安定化用表面が固定プレート及び旋回プレートの他方と選択的に接触するよ う支持され、それにより先端表面の継続しての摩耗を抑制する請求項１３のスク ロール型流体容積型装置。 １５． 安定化用表面が固定プレートから固定インボリュート及び旋回インボリ ュートの運動行路により定義される帯域の周回方向外側において伸延する請求項 １４のスクロール型流体容積型装置。 １６． 凹所部分がインボリュートの高さの１％未満の深さを有する請求項７の スクロール型流体容積型装置。 １７． 凹所部分がプレート接触する先端表面の表面積より大きな合計断面積を 有する請求項７のスクロール型流体容積型装置。 １８． 安定化用表面が内周部材とそこに連結される外周部材とを包含する請求 項９のスクロール型流体容積型装置。 １９． 凹所部分がインボリュートの高さの１％未満の深さを有する請求項１３ のスクロール型流体容積型装置。 ２０． 凹所部分がプレート接触する先端表面の表面積より大きな合計断面積を 有する請求項13のスクロール型流体容積型装置。 ２１． 安定化用表面が内周部材とそこに連結される外周部材とを包含する請求 項１５のスクロール型流体容積型装置。 ２２． 周回側壁と第１端壁を含むハウジングを含み、 長手軸線を有しそして前記ハウジング内に伸延し、前記第１端壁に回転自 在に取り付けられるモータ軸を含み、 前記ハウジングに固定されそして内面と外面とを有する固定プレートと中 心軸線を具備しそして中心軸線を有しそして前記内面から伸延する固定インボリ ュートを含む固定スクロール部材を含み、 内面と外面とを備える旋回プレートと中心軸線を具備しそして該旋回プレ ートの内面から伸延する旋回インボリュートを含む旋回スクロール部材を含み、 この場合前記固定及び旋回インボリュートが噛み合って、可変容積及び圧 力の少なくとも一つの流体ポケット並びに固定インボリュート中心軸線及び旋回 インボリュート中心軸線間の理論偏心度を定義するものとなし、 前記固定及び旋回インボリュートが各々対向するスクロール部材の旋回プ レート及び固定プレートの一方と密封係合する高さ及び平面状チップ表面を有し 、該先端表面が対向するスクロール部材の旋回プレート及び固定プレートの一方 と接触する表面積を減じるため凹所部分を含み、 前記モータ軸に対して偏心的に取り付けられそして前記旋回スクロールを 前記モータ軸の回転に応答して旋回せしめるため前記旋回プレートに回転自在に 取り付けられる駆動軸を含み、 前記旋回スクロール部材と固定スクロール部材が相対的な浮遊軸線方向運 動をなし得るように支持され、 該凹所部分が先端表面の加速された摩耗及びスクロール部材の互いに軸線 方向に向けての運動を促進し、それによりインボリュートと旋回及び固定プレー トとの間での半径方向密封が向上されるスクロール型流体容積型装置。 ２３． 凹所部分がインボリュートの高さの１％未満の深さを有する請求項２２ のスクロール型流体容積型装置。 ２４． 凹所部分がプレート接触する先端表面の表面積より大きな合計断面積を 有する請求項２２のスクロール型流体容積型装置。 ２５． 凹所部分がシリンダ状である請求項２２のスクロール型流体容積型装置 。 ２６． 固定プレート及び旋回プレートの少なくとも一方から伸延しそしてイン ボリュートの高さより小さな高さを有し、固定プレート及び旋回プレートの他方 と選択的に接触するよう支持される安定化用表面を更に含み、それにより先端表 面の継続しての摩耗を抑制する請求項２２のスクロール型流体容積型装置。 ２７． 安定化用表面が固定プレートから固定インボリュート及び旋回インボリ ュートの運動行路により定義される帯域の周回方向外側において伸延する請求項 ２６のスクロール型流体容積型装置。 ２８． 安定化用表面が内周部材とそこに連結される外周部材とを包含する請求 項２７のスクロール型流体容積型装置。 ２９． 旋回インボリュート中心軸線と固定インボリュート中心軸線が理論偏心 度より大きな実際の偏心度だけ離間し、それにより該旋回インボリュートを固定 インボリュートとの間に半径方向外方に作用する力を創出する請求項２２のスク ロール型流体容積型装置。 ３０． 周回側壁と第１端壁を含むハウジングを含み、 長手軸線を有しそして前記ハウジング内に伸延し、前記第１端壁に回転自 在に取り付けられるモータ軸を含み、 前記ハウジングに固定されそして内面と外面とを有する固定プレートと中 心軸線を具備しそして中心軸線を有しそして前記内面から伸延する固定インボリ ュートを含む固定スクロール部材を含み、 内面と外面とを備える旋回プレートと中心軸線を具備しそして該旋回プレ ートの内面から伸延する旋回インボリュートを含む旋回スクロール部材を含み、 この場合前記固定及び旋回インボリュートが噛み合って、可変容積及び圧 力の少なくとも一つの流体ポケット並びに固定インボリュート中心軸線及び旋回 インボリュート中心軸線間の理論偏心度を定義するものとなし、 前記固定及び旋回インボリュートが各々対向するスクロール部材の旋回プ レート及び固定プレートの一方と密封係合する高さ及び平面状チップ表面を有し 、外先端表面が対向するスクロール部材の旋回プレート及び固定プレートの一方 と接触する表面積を減じるため凹所部分を含み、 該凹所部分がインボリュートの高さの１％未満の深さを有しそして固定プ レート及び旋回プレート接触する表面積より大きな合計断面積を有し、 固定プレート及び旋回プレートの少なくとも一方から伸延しそしてインボ リュートの高さより小さな高さを有し、固定プレート及び旋回プレートの他方と 選択的に接触するよう支持される安定化用表面を更に含み、 前記モータ軸に対して偏心的に取り付けられそして前記旋回スクロールを 前記モータ軸の回転に応答して旋回せしめるため前記旋回プレートに回転自在に 取り付けられる駆動軸を含み、 前記旋回スクロール部材と固定スクロール部材が相対的な浮遊軸線方向運 動をなし得るように支持され、 該凹所部分が先端表面の加速された摩耗及びスクロール部材の互いに軸線 方向に向けての運動を促進し、それによりインボリュートと旋回及び固定プレー トとの間での半径方向密封が向上されるスクロール型流体容積型装置。[Claims] 1. A housing including a peripheral side wall and a first end wall;       Having a longitudinal axis and extending into the housing; Including the motor shaft,       A fixing plate fixed to the housing and having an inner surface and an outer surface; A fixed screw having a mandrel and including a fixed involute extending from the inner surface Including a roll member,       A swivel plate having an inner surface and an outer surface, and a central axis; A orbiting scroll member including a orbiting involute extending from the inner surface of the seat,       In this case, the fixed and swiveling involutes engage to provide variable volume and pressure. At least one fluid pocket of force and fixed involute center axis and swivel With or without defining the theoretical eccentricity between the involute center axes,       The orbiting scroll is mounted eccentrically with respect to the motor shaft and The swivel plate is rotatable to rotate in response to the rotation of the motor shaft. Including the drive shaft to be mounted,       In this case, the turning involute center axis and the fixed involute center axis The lines are separated by an actual eccentricity greater than the theoretical eccentricity, whereby the pivot Create a radially acting force between the involute and the fixed involute,       A play club interposed between the fixed scroll member and the orbiting scroll member Link assembly, the first scroll member being rotatably mounted on the first scroll member. And a second play rotatably mounted on the crank and the fixed scroll member A crank, wherein the first and second idler cranks orbit the orbiting scroll Operatively connected such that the first idle crank pivots relative to the second idle crank Including a play crank assembly,       The idle crank assembly includes at least one of the fixed and orbiting scroll members. On one side, it is supported so as to be capable of floating axis movement, thereby Enhances the floating axis movement of the orbiting scroll member against A scroll type fluid displacement type device characterized by the above-mentioned. 2. The fixed and swiveling involutes are of the formula t = (P / 2) -I, where t is Where p is equal to the involute pitch and I involute Indicates the thickness. ) Defined by the thickness, pitch, phase shift angle and theoretical knitting degree The scroll-type fluid displacement device of claim 1 comprising: 3. The first idler crank pivots in a direction parallel to the fixed involute center axis. 2. The scroll-type fluid displacement type device according to claim 1, wherein the scroll-type fluid displacement type device is freely movable with respect to the scroll member. Place. 4. The first play crank,       A crankshaft having first and second ends;       A head proximate to the first end;       A stop member proximate the second end;       Orbiting scroll member mounted on a crankshaft between the first and second ends Bearings mounted inside       Located between the stop and the bearing to preload the bearing With spring Where the crankshaft is free to move axially relative to the bearing, Allow more floating axis movement of the orbiting scroll member relative to the fixed scroll member The scroll type fluid displacement type device according to claim 3. 5. The first play crank,       A crankshaft having first and second ends;       A head proximate to the first end;       Orbiting scroll member mounted on a crankshaft between the first and second ends Bearings mounted inside       A bar positioned between the bearing and the head to preload the bearing And Where the crankshaft is free to move axially relative to the bearing, Allow more floating axis movement of the orbiting scroll member relative to the fixed scroll member The scroll type fluid displacement type device according to claim 3. 6. The idle crank assembly is adapted to provide radial compliance To separate the swivel involute center axis and the fixed involute center axis. The scroll fluid displacement device of claim 1 wherein the actual eccentricity is defined by: 7. Each of the fixed and swiveling involutes has a height and a tip surface;       Of the revolving plate and the fixed plate of the scroll member whose tip surfaces face each other. Including a recessed part to reduce the surface area in contact with one,       The recessed portion has accelerated wear on the tip surface and the axis of the scroll member relative to each other. Facilitates movement in the direction, thereby involute and turning and fixed play 2. The scroll-type fluid displacement device of claim 1 wherein the radial seal between the scroll and fluid is improved. . 8. One of the fixed plate and the swivel plate is smaller than the height of the involute A stabilizing surface having a height and extending from the respective inner surface, The stabilizing surface selectively contacts the other of the stationary plate and the pivot plate. 8. The scroll according to claim 7, which is supported, thereby suppressing continued wear of the tip surface. Fluid type displacement device. 9. Stabilizing surface from fixed plate to fixed involute and swivel involute 9. A distractor extending circumferentially outside a zone defined by the path of movement of the seat. Scroll type fluid displacement type device. 10. A housing including a peripheral side wall and a first end wall;       Having a longitudinal axis and extending into the housing; Including the motor shaft,       A fixing plate fixed to the housing and having an inner surface and an outer surface; A fixed screw having a mandrel and including a fixed involute extending from the inner surface Including a roll member,       Swivel scroll having a central axis and including a swivel plate extending from the inner surface As a tool member,       In this case, the fixed and swiveling involutes are brought into a meshing relationship. When fixed and swiveling involutes are used, the equation t = (P / 2) -I (where t Represents the theoretical eccentricity, p is equal to the involute pitch and I involute The thickness of the object. ) Defined by thickness, pitch, phase shift angle and theoretical center Between the fixed involute center axis and the swiveling involute center axis At least one fluid pocket of variable volume and pressure and a fixed involute center Defines the theoretical eccentricity between the axis and the pivot involute center axis, and       The orbiting scroll portion mounted eccentrically with respect to the motor shaft In order to make the material turn in response to the rotation of the motor shaft, the turning plate Including the drive shaft,       A play club interposed between the fixed scroll member and the orbiting scroll member Link assembly, the first scroll member being rotatably mounted on the first scroll member. And a second play rotatably mounted on the crank and the fixed scroll member A crank, wherein the first and second idler cranks orbit the orbiting scroll Operatively connected such that the first idle crank pivots relative to the second idle crank Including a play crank assembly,       In this case, said idle crank assembly is provided with a radial and axial compliance. To provide a sense of       The idle crank assembly has a pivoting involute center axis and a fixed involute. The central axis of the seat by an actual eccentricity different from the theoretical eccentricity, whereby Creates a radially acting force between the swivel and fixed involutes And       The idle crank assembly includes at least one of the fixed and orbiting scroll members. On one side, it is supported so as to be capable of floating axis movement, thereby Enhances the floating axis movement of the orbiting scroll member against A scroll type fluid displacement type device characterized by the above-mentioned. 11. The idle crank assembly has a pivoting involute center axis and a fixed involute The center axis is separated by an actual eccentricity greater than the theoretical eccentricity, thereby A half that keeps the swivel involute in radial contact with the fixed involute 11. The scroll-type fluid positive displacement device of claim 10, wherein the device creates a radially outwardly acting force. 12. The idle crank assembly has a pivoting involute center axis and a fixed involute Center axis separated by an actual eccentricity smaller than the theoretical eccentricity, thereby In order to oppose a part of the centrifugal force between the swivel involute and the fixed involute Creates an adaptive radially inwardly acting force, thereby providing a connection between involutes. 11. The scroll-type fluid of claim 10, wherein the tactile relationship is maintained at a level that minimizes frictional forces. Positive displacement device. 13. Each of the fixed and swiveling involutes has a height and a tip surface;       Of the revolving plate and the fixed plate of the scroll member whose tip surfaces face each other. Including a recessed part to reduce the surface area in contact with one,       The recessed portion has accelerated wear on the tip surface and the axis of the scroll member relative to each other. Facilitates movement in the direction, thereby involute and turning and fixed play 11. The scroll-type fluid positive displacement device of claim 10, wherein the radial seal between the scroll and the fluid is improved. Place. 14． One of the fixed plate and swivel plate is smaller than the height of the involute Stabilizing surfaces having different heights and extending from respective inner surfaces. The stabilizing surface selectively contacts the other of the stationary plate and the pivot plate. 14. The screen of claim 13, wherein the tip is supported to reduce continued wear of the tip surface. Roll type fluid displacement type device. 15. Stabilizing surface from fixed plate to fixed involute and swivel Extending outwardly of the band defined by the path of motion of the hute. 14. The scroll fluid displacement device of 14. 16. 8. The method of claim 7, wherein the recess has a depth of less than 1% of the height of the involute. Scroll type fluid displacement type device. 17． Make the total cross-sectional area larger than the surface area of the tip surface where the recess The scroll fluid displacement device of claim 7 comprising: 18. Claims wherein the stabilizing surface includes an inner peripheral member and an outer peripheral member connected thereto. Item 10. A scroll type fluid displacement type device according to Item 9. 19. The recessed portion has a depth of less than 1% of the height of the involute. Scroll type fluid displacement type device. 20. Make the total cross-sectional area larger than the surface area of the tip surface where the recess 14. The scroll-type fluid positive displacement device of claim 13, comprising: 21. Claims wherein the stabilizing surface includes an inner peripheral member and an outer peripheral member connected thereto. Item 16. A scroll type fluid displacement type device according to Item 15. 22. A housing including a peripheral side wall and a first end wall;       Having a longitudinal axis and extending into the housing; Including the motor shaft,       A fixing plate fixed to the housing and having an inner surface and an outer surface; A fixed inboard having a central axis and having a central axis and extending from the inner surface; Including a fixed scroll member including       A swivel plate having an inner surface and an outer surface, and a central axis; A orbiting scroll member including a orbiting involute extending from the inner surface of the seat,       In this case, the fixed and swiveling involutes engage to provide variable volume and pressure. At least one fluid pocket of force and fixed involute center axis and swivel With or without defining the theoretical eccentricity between the involute center axes,       The orbiting pitch of the scroll member facing the fixed and orbiting involutes respectively A height and a planar chip surface for sealing engagement with one of the plate and the fixed plate. One of a revolving plate and a fixed plate of the scroll member, the tip surfaces of which face each other. Including a recessed portion to reduce the surface area in contact with       The orbiting scroll is mounted eccentrically with respect to the motor shaft and The swivel plate is rotatable to rotate in response to the rotation of the motor shaft. Including the drive shaft to be mounted,       The orbiting scroll member and the fixed scroll member move relative to each other in the floating axial direction. Supported to be able to move,       The recessed portion has accelerated wear on the tip surface and the axis of the scroll member relative to each other. Facilitates movement in the direction, thereby involute and turning and fixed play Scroll fluid displacement device with improved radial seal with the 23. 23. The recessed portion has a depth of less than 1% of the height of the involute. Scroll type fluid displacement type device. 24. Make the total cross-sectional area larger than the surface area of the tip surface where the recess 23. The scroll-type fluid positive displacement device of claim 22, comprising: 25. 23. The scroll-type fluid displacement device of claim 22, wherein the recess is cylindrical. . 26. Extend from at least one of the fixed plate and the swivel plate and Having a height smaller than the height of the volute, the other of the fixed plate and the swivel plate And a stabilizing surface supported for selective contact with the tip surface. 23. The scroll-type fluid displacement device of claim 22, which suppresses continued wear of the surface. 27. Stabilizing surface from fixed plate to fixed involute and swivel Extending outwardly of the band defined by the path of motion of the hute. 26. A scroll-type fluid positive displacement device. 28. Claims wherein the stabilizing surface includes an inner peripheral member and an outer peripheral member connected thereto. Item 28. The scroll fluid displacement device of Item 27. 29. The pivotal involute central axis and the fixed involute central axis are theoretically eccentric Separated by an actual eccentricity greater than, thereby securing the swiveling involute 23. The screen of claim 22, which creates a radially outwardly acting force with the involute. Roll type fluid displacement type device. 30. A housing including a peripheral side wall and a first end wall;       Having a longitudinal axis and extending into the housing; Including the motor shaft,       A fixing plate fixed to the housing and having an inner surface and an outer surface; A fixed inboard having a central axis and having a central axis and extending from the inner surface; Including a fixed scroll member including       A swivel plate having an inner surface and an outer surface, and a central axis; A orbiting scroll member including a orbiting involute extending from the inner surface of the seat,       In this case, the fixed and swiveling involutes engage to provide variable volume and pressure. At least one fluid pocket of force and fixed involute center axis and swivel With or without defining the theoretical eccentricity between the involute center axes,       The orbiting pitch of the scroll member facing the fixed and orbiting involutes respectively A height and a planar chip surface for sealing engagement with one of the plate and the fixed plate. , One of the revolving plate and the fixed plate of the scroll member whose outer tip surfaces face each other Including a recessed portion to reduce the surface area in contact with       The recess has a depth of less than 1% of the height of the involute and Having a total cross-sectional area greater than the surface area in contact with the rate and swivel plate;       Extend from at least one of the fixed plate and the swivel plate and It has a height less than the height of the lute, and A stabilizing surface supported for selective contact,       The orbiting scroll is mounted eccentrically with respect to the motor shaft and The swivel plate is rotatable to rotate in response to the rotation of the motor shaft. Including the drive shaft to be mounted,       The orbiting scroll member and the fixed scroll member move relative to each other in the floating axial direction. Supported to be able to move,       The recessed portion has accelerated wear on the tip surface and the axis of the scroll member relative to each other. Facilitates movement in the direction, thereby involute and turning and fixed play Scroll fluid displacement device with improved radial seal with the
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* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19528071A1 (en) * 1995-07-31 1997-02-06 Knorr Bremse Systeme Scroll compressor
JPH11287190A (en) * 1998-04-01 1999-10-19 Toyota Autom Loom Works Ltd Scroll type fiuid machine
US6139294A (en) * 1998-06-22 2000-10-31 Tecumseh Products Company Stepped annular intermediate pressure chamber for axial compliance in a scroll compressor
US6439864B1 (en) 1999-01-11 2002-08-27 Air Squared, Inc. Two stage scroll vacuum pump with improved pressure ratio and performance
US6129530A (en) * 1998-09-28 2000-10-10 Air Squared, Inc. Scroll compressor with a two-piece idler shaft and two piece scroll plates
US6193487B1 (en) * 1998-10-13 2001-02-27 Mind Tech Corporation Scroll-type fluid displacement device for vacuum pump application
US6834276B1 (en) * 1999-02-25 2004-12-21 Integrated Data Control, Inc. Database system and method for data acquisition and perusal
US7019412B2 (en) * 2002-04-16 2006-03-28 Research Sciences, L.L.C. Power generation methods and systems
US7268345B2 (en) * 2002-04-16 2007-09-11 Schultz Howard J Optical scanner and method for 3-dimensional scanning
CN1548744A (en) * 2003-05-11 2004-11-24 周劲松 Vortex dynamic power generating machine
US20050025649A1 (en) * 2003-07-29 2005-02-03 David Hsia Radial compliance of a compressor
US7066985B2 (en) * 2003-10-07 2006-06-27 Inogen, Inc. Portable gas fractionalization system
US20050072426A1 (en) * 2003-10-07 2005-04-07 Deane Geoffrey Frank Portable gas fractionalization system
US20050072423A1 (en) * 2003-10-07 2005-04-07 Deane Geoffrey Frank Portable gas fractionalization system
US7135059B2 (en) * 2003-10-07 2006-11-14 Inogen, Inc. Portable gas fractionalization system
WO2005035037A2 (en) 2003-10-07 2005-04-21 Inogen, Inc. Portable gas fractionalization system
JP4718831B2 (en) * 2004-12-27 2011-07-06 アネスト岩田株式会社 Scroll fluid machinery
CN1963205B (en) * 2005-11-12 2011-01-12 柯恩龙 Vortex fluid machinery
US7686870B1 (en) 2005-12-29 2010-03-30 Inogen, Inc. Expandable product rate portable gas fractionalization system
US10683865B2 (en) 2006-02-14 2020-06-16 Air Squared, Inc. Scroll type device incorporating spinning or co-rotating scrolls
US8668479B2 (en) * 2010-01-16 2014-03-11 Air Squad, Inc. Semi-hermetic scroll compressors, vacuum pumps, and expanders
US8523544B2 (en) 2010-04-16 2013-09-03 Air Squared, Inc. Three stage scroll vacuum pump
US7942655B2 (en) * 2006-02-14 2011-05-17 Air Squared, Inc. Advanced scroll compressor, vacuum pump, and expander
US10221852B2 (en) 2006-02-14 2019-03-05 Air Squared, Inc. Multi stage scroll vacuum pumps and related scroll devices
JP4969878B2 (en) * 2006-03-13 2012-07-04 アネスト岩田株式会社 Scroll fluid machinery
GB0914230D0 (en) 2009-08-14 2009-09-30 Edwards Ltd Scroll pump
GB2472637B (en) 2009-08-14 2015-11-25 Edwards Ltd Scroll Compressor With Plural Sealing Types
GB2472776B (en) * 2009-08-14 2015-12-02 Edwards Ltd Scroll pump with tip seal pockets
US11047389B2 (en) 2010-04-16 2021-06-29 Air Squared, Inc. Multi-stage scroll vacuum pumps and related scroll devices
JP5562263B2 (en) * 2011-01-11 2014-07-30 アネスト岩田株式会社 Scroll fluid machinery
GB2489469B (en) 2011-03-29 2017-10-18 Edwards Ltd Scroll compressor
US20130232975A1 (en) 2011-08-09 2013-09-12 Robert W. Saffer Compact energy cycle construction utilizing some combination of a scroll type expander, pump, and compressor for operating according to a rankine, an organic rankine, heat pump, or combined organic rankine and heat pump cycle
US10508543B2 (en) 2015-05-07 2019-12-17 Air Squared, Inc. Scroll device having a pressure plate
US10865793B2 (en) 2016-12-06 2020-12-15 Air Squared, Inc. Scroll type device having liquid cooling through idler shafts
US10400771B2 (en) * 2016-12-09 2019-09-03 Air Squared, Inc. Eccentric compensating torsional drive system
EP3788262A4 (en) 2018-05-04 2022-01-26 Air Squared, Inc. Liquid cooling of fixed and orbiting scroll compressor, expander or vacuum pump
US11067080B2 (en) 2018-07-17 2021-07-20 Air Squared, Inc. Low cost scroll compressor or vacuum pump
US20200025199A1 (en) 2018-07-17 2020-01-23 Air Squared, Inc. Dual drive co-rotating spinning scroll compressor or expander
US11530703B2 (en) 2018-07-18 2022-12-20 Air Squared, Inc. Orbiting scroll device lubrication
US11473572B2 (en) 2019-06-25 2022-10-18 Air Squared, Inc. Aftercooler for cooling compressed working fluid
US11898557B2 (en) 2020-11-30 2024-02-13 Air Squared, Inc. Liquid cooling of a scroll type compressor with liquid supply through the crankshaft
EP4083374A3 (en) * 2021-04-28 2022-11-16 Dabir Surfaces, Inc. Scroll pump with floating motor coupler
US11885328B2 (en) 2021-07-19 2024-01-30 Air Squared, Inc. Scroll device with an integrated cooling loop

Family Cites Families (20)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3817664A (en) * 1972-12-11 1974-06-18 J Bennett Rotary fluid pump or motor with intermeshed spiral walls
US3884599A (en) * 1973-06-11 1975-05-20 Little Inc A Scroll-type positive fluid displacement apparatus
US3924977A (en) * 1973-06-11 1975-12-09 Little Inc A Positive fluid displacement apparatus
US3994633A (en) * 1975-03-24 1976-11-30 Arthur D. Little, Inc. Scroll apparatus with pressurizable fluid chamber for axial scroll bias
US4141677A (en) * 1977-08-15 1979-02-27 Ingersoll-Rand Company Scroll-type two stage positive fluid-displacement apparatus with intercooler
US4192152A (en) * 1978-04-14 1980-03-11 Arthur D. Little, Inc. Scroll-type fluid displacement apparatus with peripheral drive
DE2831179A1 (en) * 1978-07-15 1980-01-24 Leybold Heraeus Gmbh & Co Kg DISPLACEMENT MACHINE ACCORDING TO THE SPIRAL PRINCIPLE
JPS5773804A (en) * 1980-10-27 1982-05-08 Hitachi Ltd Scroll type hydraulic machine
US4892469A (en) * 1981-04-03 1990-01-09 Arthur D. Little, Inc. Compact scroll-type fluid compressor with swing-link driving means
JP2730625B2 (en) * 1986-05-30 1998-03-25 松下電器産業株式会社 Scroll compressor
DE3821125A1 (en) * 1987-07-11 1989-02-02 Volkswagen Ag Drive arrangement
JPH0286976A (en) * 1988-09-21 1990-03-27 Diesel Kiki Co Ltd Scroll hydraulic machine
JPH02123291A (en) * 1988-10-31 1990-05-10 Toshiba Corp Scroll fluid machine
JPH0357893A (en) * 1989-07-26 1991-03-13 Mitsubishi Electric Corp Scroll fluid machine
JPH03138472A (en) * 1989-10-20 1991-06-12 Tokico Ltd Scroll type fluid machinery
US5035589A (en) * 1990-01-16 1991-07-30 Carrier Corporation Method and apparatus for reducing scroll compressor tip leakage
US5511959A (en) * 1991-08-06 1996-04-30 Hitachi, Ltd. Scroll type fluid machine with parts of sintered ceramics
US5224849A (en) * 1992-02-20 1993-07-06 Arthur D. Little, Inc. Compliance mounting mechanism for scroll fluid device
US5466134A (en) * 1994-04-05 1995-11-14 Puritan Bennett Corporation Scroll compressor having idler cranks and strengthening and heat dissipating ribs
US5388973A (en) * 1994-06-06 1995-02-14 Tecumseh Products Company Variable scroll tip hardness

Also Published As

Publication number Publication date
WO1998017895A1 (en) 1998-04-30
US5752816A (en) 1998-05-19

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